Internationaler Motorenkongress 2015: Mit Nutzfahrzeugmotoren - Spezial [1 ed.] 978-3-658-08860-6, 978-3-658-08861-3

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Johannes Liebl Christian Beidl Hrsg.

Internationaler Motorenkongress 2015 Mit Nutzfahrzeugmotoren – Spezial

Proceedings

Proceedings

Ein stetig steigender Fundus an Informationen ist heute notwendig, um die immer komplexer werdende Technik heutiger Kraftfahrzeuge zu verstehen. Funktionen, Arbeitsweise, Komponenten und Systeme entwickeln sich rasant. In immer schnelleren Zyklen verbreitet sich aktuelles Wissen gerade in Konferenzen, Tagungen und Symposien in die Fachwelt. Den raschen Zugriff auf diese Informationen bietet diese Reihe Proceedings, die sich zur Aufgabe gestellt hat, das zum Verständnis topaktueller Technik rund um das Automobil erforderliche spezielle Wissen in der Systematik aus Konferenzen und Tagungen zusammen zu stellen und als Buch in Springer.com wie auch elektronisch in SpringerLink und Springer für Professionals bereit zu stellen. Die Reihe wendet sich an Fahrzeug- und Motoreningenieure sowie Studierende, die aktuelles Fachwissen im Zusammenhang mit Fragestellungen ihres Arbeitsfeldes suchen. Professoren und Dozenten an Universitäten und Hochschulen mit Schwerpunkt Kraftfahrzeug- und Motorentechnik finden hier die Zusammenstellung von Veranstaltungen, die sie selber nicht besuchen konnten. Gutachtern, Forschern und Entwicklungsingenieuren in der Automobil- und Zulieferindustrie sowie Dienstleistern können die Proceedings wertvolle Antworten auf topaktuelle Fragen geben.

Johannes Liebl
Christian Beidl Herausgeber

Internationaler Motorenkongress 2015 Mit Nutzfahrzeugmotoren - Spezial

Herausgeber Dr. Johannes Liebl Moosburg, Deutschland

ISSN 2198-7432 ISBN 978-3-658-08860-6 DOI 10.1007/978-3-658-08861-3

Prof. Dr. Christian Beidl Institut für Verbrennungskraftmaschinen Technische Universität Darmstadt Darmstadt, Deutschland

ISBN 978-3-658-08861-3 (eBook)

Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.d-nb.de abrufbar. Springer Vieweg © Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung, die nicht ausdrücklich vom Urheberrechtsgesetz zugelassen ist, bedarf der vorherigen Zustimmung des Verlags. Das gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Bearbeitungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Werk berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Der Verlag, die Autoren und die Herausgeber gehen davon aus, dass die Angaben und Informationen in diesem Werk zum Zeitpunkt der Veröffentlichung vollständig und korrekt sind. Weder der Verlag noch die Autoren oder die Herausgeber übernehmen, ausdrücklich oder implizit, Gewähr für den Inhalt des Werkes, etwaige Fehler oder Äußerungen. Einbandabbildung: © [M]Peugeot Gedruckt auf säurefreiem und chlorfrei gebleichtem Papier. Springer Fachmedien Wiesbaden GmbH ist Teil der Fachverlagsgruppe Springer Science+Business Media (www.springer.com)

HERZLICH WILLKOMMEN Die zunehmend schärfer werdenden gesetzlichen Vorgaben und der Wertewandel unserer Gesellschaft erhöhen weiter den Druck auf die Automobilbranche. Da sich die Elektromobilität nur evolutionär entwickelt, behalten die Verbrennungsmotoren ihre dominierende Stellung als Antriebsquelle für Personenkraftwagen und Nutzfahrzeuge. Damit sind Verbrennungsmotoren weiterhin die Schrittmacher in eine Mobilität mit niedrigen CO2- und Abgasemissionen. Um die ambitionierten Umweltziele zu erreichen, müssen alle Komponenten, Systeme und Funktionen des Motors weiter optimiert und an die immer komplexeren Anforderungen im Gesamtsystem angepasst werden. Vor dem Hintergrund dieser Entwicklungsaufgaben veranstalten ATZlive und das VDI Wissensforum gemeinsam zum zweiten Mal den Internationalen Motorenkongress. Die Vorträge der zweitägigen Veranstaltung bieten wieder „Verbrennungsmotor pur“ und gehen deshalb bei der Motormechanik und Ölversorgung, der Gemischbildung und Verbrennung sowie der motorinternen und -externen Emissionsreduzierung in die Tiefe. Um eine nachhaltige Reduzierung der Emissionen sicherzustellen, müssen die technischen Lösungen auch im Kundenbetrieb stabil sein und ihre Funktion überwacht werden. In einem speziell ausgerichteten Vortragszweig werden wir uns deshalb mit der On-Board-Diagnose (OBD) beschäftigen. Als weiterer Schwerpunkt findet erneut das Nfz-MotorenSpezial statt. Um dieser Branche eine „Heimat“ zu geben, führen wir 2015 diesen Vortragsstrang als eigene Konferenz im Kongress durch. Zur Erweiterung des Blickwinkels beziehen wir außerdem die Weiterentwicklung der Kraftstoffe ein und bewerten Lösungsansätze aus der Motorenforschung. Wir freuen uns, Sie in Baden-Baden begrüßen zu dürfen und wünschen Ihnen interessante und anregende Tage auf unserem 2. Internationalen Motorenkongress 2015. Im Namen des Programmbeirats Dr. Johannes Liebl Wissenschaftlicher Leiter des Kongresses, Herausgeber ATZ | MTZ | ATZelektronik

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INHALT TEIL I – PKW-MOTORENTECHNOLOGIE UND OBD PLENUM Ist ein „Zero Impact Emission Antrieb“ möglich?

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Emotionen und Emissionen

7

SESSION PKW VERBRENNUNG OTTOMOTOR Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor – Beurteilung der Auswirkung auf RDE-Anforderungen

25

Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements

45

Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte beim direkteinspritzenden Ottomotor

63

ÖLVERSORGUNG UND -VERBRAUCH Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren – Simulation und Prüfstandsuntersuchungen

81

Untersuchungen zur Rolle des Motoröls bei der Entstehung von Vorentflammung

119

Emissionsreduzierung im Spannungsfeld von Ölformulierung, Applikation und Mechanikentwicklung

139

Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen – Antiverzugsbearbeitung von Zylinderlaufbahnen

151

VII

Inhalt

MOTORSYSTEME Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and fuel consumption

167

Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

181

– turbo by wire – electric assisted turbocharger Cross-Charger® enables to realize the huge potential of downsizing engines

191

EMISSIONSREDUZIERUNG Anforderungen und Lösungen für die Abgasnachbehandlung von Diesel-Pkw im Hinblick auf WLTP und RDE

215

Novel GPF Concepts with Integrated Catalyst for Low Backpressure and Low CO2 Emissions

217

Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

233

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

249

KRAFTSTOFFE

VIII

Increasing efficiency in gasoline powertrains with a Variable Compression Ratio (VCR) system

263

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei Dieselbrennverfahren

265

Zukunftssicherung verbrennungsmotorischer Antriebe – Die Rolle nachhaltig verfügbarer Kraftstoffe

283

Inhalt

MOTORMECHANIK Einfluss der Motormechanik auf zukünftige Abgasemissionsanforderungen

287

Reibungsreduktion und Leichtbau – Effizienzsteigerung am PKW-Grundmotor Friction Reduction and Lightweight Design – Efficiency Improvement at the Passenger Car Base Engine

303

Statische und dynamische Zylinderabschaltung an 4- und 3-Zylindermotoren

331

Standardisierung der Anforderungen an Testmethoden zur Absicherung der nachhaltigen Reduzierung der CO2-Emissionen bei dem Einsatz von Turboladern im PKW und NFZ

353

FORSCHUNGSKONZEPTE Meeting the most stringent CO2 standards with opposed piston engine

367

HCCI-COMBUSTION IN THE Z ENGINE

389

Der Druckwellenlader: Mythos oder Möglichkeit die CO2-Emissionen stark zu reduzieren

413

VERBRENNUNG DIESELMOTOR Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

429

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

443

Investigation of the combustion of alternative diesel fuels in an optical engine

465

Energieeffiziente Emissionsminderung bei größeren Dieselmotoren durch die Kraftstoff-Wasser-Emulsionstechnologie

467

IX

Inhalt

SESSION OBD OBD FÜR PKW UND NFZ OBD in highly cross-linked vehicle-systems

473

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

475

Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

499

On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

515

Ein skalierbares Adaptions- und Diagnosekonzept zur Anwendung in Motorsteuergeräten

529

Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

539

OBD für PKW und NKW – Ein Ansatz für weltweite Anwendungen

551

PLENUM

X

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung – Lösungen und Ansätze von Bosch Actual and Future Requirements of Exhaust Gas Treatment – Solutions and Approaches provided by Bosch

567

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

583

Inhalt

TEIL II – NFZ-MOTORENTECHNOLOGIE INTERNATIONALISIERUNG – BAUKÄSTEN Challenge and solution for HD engine to fulfill Beijing V and Euro VI

609

Lokale Globalisierung

611

NEUE TECHNOLOGIEN FÜR VERBRENNUNG – LADUNGSWECHSEL – MECHANIK – EINSPRITZUNG Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long Haul Trucks

615

CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

633

CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

653

NEUE TECHNOLOGIEN FÜR AUFLADUNG – ABGASNACHBEHANDLUNG – KRAFTSTOFFE Electrified Turbocharging (eTurbo™) and Usage Strategies in Conjunction With VTG Control

671

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

699

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-Nutzfahrzeugmotoren – ein Schlüssel zur Wirkungsgradsteigerung

717

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter Kalibrierung

737

XI

Inhalt

KRAFTSTOFFE Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol und CNG

753

The synthetic fuel OME used in a heavy duty engine – challenges and potentials

777

NEUE TECHNOLOGIEN FÜR ABGASNACHBEHANDLUNG Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines

781

Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to improve DeNOx performance

795

A global system approach for after-treatment system integration at DAF

815

HYBRIDISIERUNG – ELEKTRIFIZIERUNG VON MOTORENKOMPONENTEN Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

827

Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit hoher Leistungsdichte

841

NEUE MOTOREN

XII

New Engines from JCB Power Systems

857

The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group

871

Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

883

Inhalt

TRENDS Engines in agricultural Engineering from 40 – 850 HP in the territory between the opposing poles of emission regulation, small volumes and innovative trends

899

XIII

REFERENTEN UND MODERATOREN Dr. Nikolai Ardey BMW AG Michael Aschaber STEYR MOTORS GmbH Andreas Balazs FEV GmbH

Alexander Feiling Institute for Internal Combustion Engines and Powertrain Systems, TU Darmstadt

Prof. Dr. Christian Beidl TU Darmstadt

Prof. Dr. Rudolf Flierl Institute for Internal Combustion Engines, TU Kaiserslautern

Dr. Dirk Bergmann FPT Motorenforschung AG

Brock Fraser BorgWarner Turbo Systems

Dr. Christoph Bertram IAV GmbH

Dr. Hua Gao Volkswagen AG

Christian Bessai IAV GmbH

Dr. Holger Gödeke G+L innotec GmbH

Rolf Brück Emitec GmbH

Dr. Marcus Gohl APL Automobil-Prüftechnik Landau GmbH

Dr. Thomas Burkhardt Continental Automotive GmbH Lutz Kilian Cloos Adam Opel AG Plamen Dragomirov Institute of Fluid Dynamics and Thermodynamics, Otto-von-Guericke-University Magdeburg Prof. Dr. Helmut Eichlseder Graz University of Technology Dr. Helmut Endres AGCO International GmbH

Prof. Dr. Uwe Dieter Grebe AVL List GmbH Christian Gropp Daimler AG Dr. Wolfgang Gstrein FPT Motorenforschung AG Prof. Dr. Peter Gutzmer Schaeffler AG Klaus Hadl Institute for Internal Combustion Engine and Thermodynamics, Graz University of Technology

XV

Referenten und Moderatoren

Prof. Dr. Jens Hadler APL Automobil-Prüftechnik Landau GmbH Martin Haggett Jaguar Land Rover Ltd. Prof. Dr. Wilhelm Hannibal Laboratory for Design and CAE Application, South Westphalia University of Applied Sciences Ramchandran Hartmann Hyundai Motor Europe Technical Center GmbH

Dr. Johannes Liebl Editor-in-Charge ATZ | MTZ | ATZelektronik and Scientific Director of the Congress Chris Louen Institute for Automatic Control and Complex Systems, University Duisburg-Essen Dr. Ralf Marquard FEV Group Holding GmbH Wolfgang Maus Emitec GmbH

Kathrin Heil NGK Europe GmbH

René Nast TÜV SÜD Product Service GmbH

Anders Hellman Volvo Group Trucks Technology

Jörg Neumann Robert Bosch GmbH

Dr. Peter Heuser FEV GmbH

Bodo Odendall AUDI AG

Stefan Kallich BMW Motorrad

Keiji Ohtsu Honda R&D Co., Ltd. / AICE, Japan

Herbert Knorr MAN Truck & Bus AG GmbH

Dr. Peter Priesching AVL List GmbH

Achim Königstein Adam Opel AG

Christian von Pyschow Internal Combustion Engines and Powertrain Systems, TU Darmstadt

Dr. Rainer Lach Ford Forschungszentrum Aachen GmbH Volker Lantzsch Volkswagen AG Jürgen Lehmann Daimler AG

XVI

Dirk Queck DENSO Automotive Deutschland GmbH Claudius Rath ThyssenKrupp AG

Referenten und Moderatoren

Dr. Gerhard Regner Achates Power Inc.

Timo Tapani Janhunen Aumet Oy

Thomas Rinkens FEV GmbH

Dominic Thier NGK Europe GmbH

Dominik Rödel Tenneco GmbH

Dr. Georg Töpfer DEUTZ AG

Dr. Martin Scheidt Schaeffler Technologies AG & Co. KG

Alan Tolley JCB Power Systems Ltd.

Dr. Wolfgang Schöffmann AVL List GmbH Heimo Schreier AVL List GmbH Dr. Markus Schwaderlapp DEUTZ AG

Lukas Walter AVL List GmbH Dr. Andreas Wiens Gehring Technologies GmbH Dr. Wolfram Wiese Robert Bosch GmbH

Christian Siegmund Exomission Umwelttechnik GmbH

Dr. Michael Winkler Hyundai Motor Europe Technical Center GmbH

Dr. Mario Skopil ANTROVA AG

Dr. Thomas Wintrich Robert Bosch GmbH

Dr. Andreas Sommerer Robert Bosch Group

Bernd Wolkenar Institute for Combustion Engines, RWTH Aachen University

Prof. Dr. Ulrich Spicher MOT GmbH /APL Group Christian Stach Robert Bosch GmbH

Dr. Yasser Yacoub DAF Trucks N.V.

XVII

TEIL I PKW-MOTORENTECHNOLOGIE UND OBD

PLENUM

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_1

Ist ein „Zero Impact Emission Antrieb“ möglich? Prof. Dr. Jens Hadler, Geschäftsführer, APL Automobil-Prüftechnik Landau GmbH

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

5

Emotionen und Emissionen BMW Motorrad, Antriebsentwicklung, Norbert Klauer, Stefan Kallich, D-80788 Muenchen

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Emotionen und Emissionen

Kurzfassung Bei BMW Motorrad besteht ein hoher Anspruch hinsichtlich Fahrdynamik, Verbrauch und Emissionierung, welcher sowohl von den Kunden, als auch im Rahmen der Konzernstrategie gefordert und vorangetrieben wird. Diese Ansprüche werden in Zukunft weiter wachsen. Um dem zu begegnen sind umfangreiche Maßnahmen erforderlich, um sowohl im Punkte der Nachhaltigkeit, als auch hinsichtlich der Fahrleistungen weiterhin die Spitzenposition zu belegen. Ausgehend von der EU4 Gesetzgebung und dem aktuellen Entwicklungsstand von Motorradantrieben bei BMW Motorrad wird der bereits begonnene Weg zur Verbesserung des innermotorischen Wirkungsgrades als auch der Schadstoffreduzierung dargestellt. Es werden technische Lösungen zur Verringerung des CO2-Ausstoßes bei gesteigerten Fahrleistungen aufgezeigt und deren Potentiale diskutiert.

1 Einleitung Gegenwärtiger Stand der Antriebstechnik im Motorradbau ist ein fremdgezündeter Saugmotor mit äußerer Gemischbildung und füllungsorientierter Auslegung hin zu geringstmöglichen Druckverlusten im Luftpfad und bestmöglichem Volllastverhalten. Dafür wird versucht die Wellendynamik in der Peripherie vorteilhaft zu nutzen. Motorradmotoren haben ein für Sportmotoren typisches, sehr breites Drehzahlband. Weiterhin charakteristisch ist die hohe spezifische Leistung. In der Regel ist ein manuelles Schaltgetriebe oder bei Scootern ein CVT verbaut. Viele CO2-reduzierende Techniken, wie Aufladung, vollvariable Ventiltriebe und Direkteinspritzung, welche im Automobilbereich heutzutage Stand der Technik sind, können auf Grund des Anforderungsprofils von Motorrädern nicht eingesetzt werden. Direkteinspritzung bedingt bei den motorradtypisch kompakten Brennräumen und hoher Verdichtung eine hohe Partikelanzahl in den Abgasen. Weiterhin sind bei hohen Drehzahlen die Einspritztimings für Mehrfacheinspritzungen kaum umsetzbar. Gegen den Einsatz vollvariabler Ventiltriebe sprechen der hohe Raumbedarf, das hohe Gewicht und die schwer erreichbare Drehzahlfestigkeit bei einem geringen Verbrauchvorteil gegenüber z.B. einer Schaltnockenlösung. Die notwendige Ladeluftkühlung bei einem aufgeladenen Motor ist vom Package her schwierig integrierbar. Ebenso widerspricht das Instationärverhalten von aufgeladenen Motoren den elementaren motorradspezifischen Anforderungen. Diese motorradspezifischen Anforderungen sind beispielsweise ein fülliger und sich dabei kontrollierbar entfaltender Drehmomentenverlauf, ansprechende Fahrdynamik und ausreichende Schräglagenfreiheit. Aus diesen Kriterien werden die anspruchsvollen Restriktionen hinsichtlich Gewicht und Package definiert. Es steht deutlich weniger Bauraum zur Verfügung, als dies im Automobilbereich der Fall ist. Die geringe Fahrzeugträgheit bedingt die Anforderung hinsichtlich der kontrollierba-

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Emotionen und Emissionen

ren Kraftentfaltung. Weiterhin erwartet der Kunde von BMW Motorrad ein hochqualitatives Premiumprodukt. [5] Ab 2016 treten die neuen Grenzwerte der EU4 Abgasgesetzgebung in Kraft, dies bedeutet eine erhebliche Verschärfung zu der bisher gültigen EU3 Gesetzgebung, zudem ist in der EU die Angabe des CO2-Ausstoßes von Motorrädern verpflichtend. Im Gegensatz zur bisher freiwilligen Veröffentlichung von Konstantfahrverbräuchen ist dann ein alltagsähnlicher Fahrzyklus, der WMTC [1], maßgeblich, welcher einen erhöhten Kundennutzen verspricht. Mittels des WMTC wird ebenso die Erfüllung der Abgasgrenzwerte überprüft. Im Gegensatz zum NEFZ [2], welcher im Automobilbereich gefordert wird, ist die Abfolge der Fahrzustände im WMTC deutlich transienter (Abb. 1). Es gibt keine Konstantfahrphasen. Beim NEFZ werden im Gegensatz dazu vor allem einheitliche Beschleunigungen von wenig unterschiedlichen Konstantfahrphasen abgelöst.

Abbildung 1: Vergleich von WMTC und NEFZ

Laut WMTC-Vorschrift wird für die Klasse der leistungsstarken Motorräder, zu welcher alle BMW-Fahrzeuge zählen, die zweite Testphase doppelt gewichtet. Mit der gegebenen Schaltpunktevorschrift ergibt sich für die neue BMW R 1200 GS [3] die in Abbildung 2 dargestellte Lastpunkthäufigkeit, welche im Verhältnis zum gesamten motorischen Betriebsbereich aufgetragen ist. Es wird deutlich, dass der relevante Bereich zur Ermittlung von Verbrauch und Emissionen im WMTC bei niedrigen Lasten und verhältnismäßig geringen Drehzahlen liegt.

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Emotionen und Emissionen

14,5 12,5

pi [bar]

10,5 8,5 6,5

Verbrauchsanteil im WMTC [%]

4,5 2,5 0,5 1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

Drehzahl [1/min] Abbildung 2: Gewichtete Häufigkeitsverteilung im WMTC [3]

Bei kleinen Hubräumen werden im WMTC hohe Mitteldrücke gefahren, was im Allgemeinen niedrige spezifische Verbräuche ergibt und zu einem geringen CO2Ausstoß führt. Weiterhin ist die genaue Vorgehensweise bei der Bewertung des Verbrauchs im WMTC von der Fahrzeughöchstgeschwindigkeit und vom Hubraum abhängig, was dazu führen kann, dass Fahrzeuge mit sehr kleinem Hubraum nur die erste Phase des WMTC absolvieren müssen. Umso größer der Hubraum, desto niedriger die gefahrenen Mitteldrücke im WMTC und desto anspruchsvoller wird der Verbrauchszyklus. Je nach Fahrzeugtyp, also Enduro-, Sport-, Reisemaschine oder Scooter und den damit verbundenen klassentypischen Merkmalen schwankt der CO2-Wert auf den Hubraumisolinien. Es wird deutlich, dass verbrauchsarme Fahrzeuge für die städtische Mobilität auf einen kleinen Hubraum dimensioniert werden sollten, wobei die Möglichkeit zur Hubraumreduktion begrenzt ist, um die BMW-typische Fahrdynamik beizubehalten. [5]

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Emotionen und Emissionen

2 Fahrwiderstände und Sensitivität der Einflussgrößen Anhand des in Abbildung 1 vorgestellten WMTC werden die mechanischen Energieaufwände hinsichtlich der in Abbildung 4 aufgeführten Verlustanteile Luftwiderstand, Rollwiderstand und Beschleunigung unterteilt. Für die BMW R 1200 GS ergibt sich die Aufteilung entsprechend Abbildung 5. Über 75% des Energieaufwands im WMTC sind erforderlich, um die jeweilige Fahrzeuggeschwindigkeit zu halten. Trotz des stark transienten Zyklus wird nur ein geringer Teil der aufgewendeten Energie benötigt, um das Fahrzeug zu beschleunigen. Beim Abbremsen wird die kinetische Energie mittels der Bremsen in Reibung und letztlich in, an die Umgebung abgegebene, Wärme umgewandelt.

Abbildung 5: Aufteilung der mechanischen Energieverluste der BMW R 1200 GS im WMTC [5]

Mit dem Wissen über die Aufteilung der Fahrzeugenergieverluste und das Vorhandenseins des Umwandlungswirkungsgrades bei der Umsetzung von Kraftstoff in Antriebsmoment erfolgt eine Abschätzung der Wirksamkeit möglicher CO2reduzierender Maßnahmen. Dabei wird auf die Sensitivität der einzelnen Einflussgrößen eingegangen und die Auswirkungen der Maßnahmen werden verglichen. Abbildung 6 stellt eine 10%-ige Verbesserung der jeweiligen Einflussgröße der resultierenden CO2-Verringerung gegenüber.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 6: Sensitivität der Einflussgrößen auf den Verbrauch von Motorrädern [5]

Jede Maßnahme zur Optimierung von cxA-Wert, Rollwiderstand und Fahrzeugmasse resultiert sowohl in einer Verringerung des Verbrauchs als auch in einer Erhöhung des zur Verfügung stehenden Antriebsmoments. Die Größenordnung der möglichen Verbesserungen hinsichtlich des cxA-Wertes liegt im Bereich um die 10% – 20%. Verbesserungen hinsichtlich der Fahrzeugmasse sind noch stärker eingeschränkt. Die Verwendung von Leichtlaufreifen ist oftmals keine Option. Dementsprechend stellt der Antrieb das Kernpotential für mehr Fahrspaß bei weniger Verbrauch dar. Verschiedene Maßnahmen zur Verbesserung des verbrennungsmotorischen Motorradantriebs und alternativer Antriebskonzepte werden folgend diskutiert.

3 Potentiale der Antriebsentwicklung 3.1 Entdrosselung Die Laststeuerung der Motorradmotoren erfolgt durch Quantitätsregelung. Durch Verstellung einer Drosselklappe wird das Druckniveau im Saugrohr gezielt beeinflusst. Bei Betriebspunkten mit niedriger Last ergeben sich aus der Drosselung erhebliche Ladungswechselverluste (Abb. 12). Das daraus resultierende Wirkungsgradpotential wird in [4] und [8] dargestellt. Die Erschließung dieses Potentials kann durch eine verkürzte Öffnungsdauer der Einlassventile erfolgen.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 12: Prozentualer Anteil der Ladungswechselarbeit über der Last [4]

Um dies umzusetzen gibt es verschiedene Systeme für Variabilitäten im Ventiltrieb. So wird bei den BMW Pkw-Motoren das vollvariable Ventiltriebssystem Valvetronic eingesetzt. Damit wird die Ventilöffnungsdauer an den jeweiligen Betriebspunkt angepasst. Weitere Systeme sind z.B. eine variable Nockenwellenverstellung (Vanos) oder das Schaltnockensystem (kurz „SN“). Bei dem Schaltnockensystem wird zwischen einem Voll- und einem Teilhubprofil umgeschaltet. Die Öffnungsdauer des Teilhubprofils ist zur Verbrauchsoptimierung eines bestimmten Last- /Drehzahlbereichs ausgelegt. Abbildung 13 zeigt eine mögliche Hubprofilkombination. Zur Verstärkung der Ladungsbewegung wird hier eine Phasing-Strategie eingesetzt.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 13: Kombination einer Voll- und Teilhubnockenkontur (Teilhub mit Phasing) [4]

Abbildung 14 zeigt den Vergleich der Drosselklappenstellung im WMTC von einem Schaltnockensystem ohne Einlassphasensteller mit dem konventionellen Ventiltrieb. Da Phase 1 des Verbrauchstests hauptsächlich aus Betriebspunkten mit sehr niedriger Last/Drehzahl besteht, ergibt sich mit dem gerade erläuterten Teilhubprofil keine wesentliche Entdrosselung. Entsprechend wird der erste Testabschnitt hier nicht dargestellt. In Phase 2 des WMTC werden höhere Lasten und Drehzahlen erreicht. Dort ist eine teilweise Entdrosselung im Vergleich zum konventionellen Ventiltrieb möglich. In Phase 3 wird der Einfluss der verkürzten Öffnungsdauer auf die Drosselklappenstellung am deutlichsten.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 14: Kombination einer Voll- und Teilhubnockenkontur (Teilhub mit Phasing) [4]

3.2 Ansaugvolumen Da Motorradmotoren üblicherweise mit Einzeldrosselklappen ausgerüstet sind, bietet die weitere Reduzierung des Volumens zwischen Drosselklappe und Einlassventil einen Stellhebel zur Minimierung von rückströmenden Verbrennungsgasen. Wie in Abb. 15 gezeigt wird, kann durch ein kleineres Ansaugvolumen der Ansaugdruck schneller wieder ansteigen. Durch diese Maßnahme können die Zyklenschwankungen positiv beeinflusst und so das Niveau der Rohemissionen reduziert werden.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 15: Effekt des Ansaugvolumens auf den Ansaugdruckverlauf [3]

3.3 Lufteinspeisung Eine sekundäre Luftführung, die sogenannte Lufteinspeisung zur Verstärkung der Ladungsbewegung ist eine sehr wirkungsvolle Maßnahme um besonders bei großen Einzelhubräumen die Zyklenschwankungen zu reduzieren. Dies kommt sowohl dem Komfort als auch in besonderem Masse einer Reduktion der HC Rohemissionen zu Gute. Um die Leerlaufregelung über die E-Gas Drosselklappe zu ermöglichen sind jedoch nur Rohrdurchmesser kleiner 2mm darstellbar. Falls diese Randbedingung aber durch einen geeigneten zusätzlichen Steller aufgehoben wird, so sind Durchmesser bis 4mm sinnvoll.

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Emotionen und Emissionen

Abbildung 16: Beispiel einer Lufteinspeisung [3]

3.4 Einspritzventil Targeting Die Optimierung des Einspritzstrahls ist für die HC Rohemissionen von sehr hoher Bedeutung. So konnten im Versuch durch Variation der Strahläste eines konventionellen Zweistrahlventils die HC Rohemission in Abhängigkeit von der Katalysatorheizstrategie um 50% gesenkt werden. Die große Herausforderung liegt hier jedoch immer in der Packageverträglichkeit der Einspritzventilposition, da nicht jede beliebige Lage durch die Freiheitsgrade der Einspritzventilwinkel korrigiert werden kann.

3.5 Katalysator Der Katalysator bildet nach dem Auslassventil in der Regel die erste und entscheidende Reflektionsstelle für die Abgaswellendynamik. Somit kann man durch geschickte Wahl der Katalysatorposition einen Drehmomentanstieg im unteren Drehzahlbereich oder höhere Nennleistungen erreichen. Natürlich sind hierfür auch noch Zellenzahl, Katalysatorstruktur und Wandstärke des Trägers von Bedeutung. Insgesamt bewegt man sich bei der Katalysatorentwicklung in einem Spannungsfeld zwischen möglichst schnellen light off und somit dem Wunsch direkt nach dem Auslassventil den Katalysator zu positionieren, als auch den Einflüssen auf die Wellendynamik und so eine Position zwischen 500 – 800 mm nach dem Auslassventil zu reali-

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Emotionen und Emissionen

sieren, und die Bauraum- und Akustikanforderungen einzuhalten. Besonders bei den beiden letzteren stehen die Emotionen im Vordergrund.

3.6 Motorsteuerung Bevor es jedoch zur erforderlichen Abgasnachbehandlung durch den Katalysator kommt, wird durch intelligente Motorsteuerungsfunktionen der Schadstoffausstoß von vorn herein minimiert. An dieser Stelle sind vor Allem die Bereiche Start und Warmlauf von großer Bedeutung. Im Wesentlichen sind die vier Funktionsblöcke: – Schätzung der Gemisch-Abweichung über Laufunruhe. – Zylinderindividuelles Lambda. – Optimierte SLS-Einschaltstrategie. – Warmlauf-Leerlauf-Gemisch-Adaption die Hauptstellhebel um die Rohemissionen im WMTC positiv zu beeinflussen.

3.7 On Board Diagnose Mit der Einführung von EU4 wird auch OBD1 für Motoräder verpflichtend. Der wesentliche Inhalt von OBD1 ist das Erkennen und Speichern von elektrischen Fehlern. Dem Fahrer werden emissionsrelevante Fehler, wie vom PKW bekannt, durch die MIL angezeigt. Für den Werkstattbetrieb können zum Auslesen und Löschen des Fehlerspeichers Scantools verwendet werden. Ebenso werden alle Modes von 01 bis 0A für die Scantools unterstützt. Für die Einführung von EU5 ist zusätzlich auch OBD 2 geplant. Die funktionalen Diagnosen wie z.B. Verbrennungsaussetzer- oder Katalysatordiagnose die mit OBD 2 verpflichtend werden bedeuten einen erheblichen Entwicklungsaufwand, da aufgrund der sehr unterschiedlichen Randbedingungen von Motorrad zu PKW hinsichtlich Bauraum, Gewicht, Umwelteinflüsse usw. eine einfache Funktionsübernahme aus der PKW Welt nicht möglich ist.

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Emotionen und Emissionen

4 Zusammenfassung und Ausblick Der erreichte Entwicklungsstand von Motorradmotoren ist hinsichtlich der Emissionierung bereits auf einem hohen Niveau. In diesem Beitrag wurden Maßnahmen aufgeführt, welche die künftigen Entwicklungsrichtungen aufzeigen und gleichzeitig deutlich machen, dass die Potentiale des Verbrennungsmotors im Motorradbau noch nicht ausgeschöpft sind und genug Raum für zukünftige Fortschritte besteht. Es wurde gezeigt, dass im Motorradbau ein eigener Weg gegangen werden muss, da automobilseitige Lösungen nicht direkt übertragbar sind. Die Anstrengungen zur Effizienzsteigerung und CO2-Reduzierung werden weiter intensiviert werden, um die anspruchsvollen Ziele zu erreichen. Dies gilt ebenso für die Regularien bzgl. der Abgasemissionen, welche im Regelfall bewirken, dass sich die Verbräuche erhöhen. Weiterhin darf der Fahrspaß nicht verloren gehen, da ein Zweirad in den wenigsten Fällen ein reines Nutzfahrzeug sein wird, sondern immer auch ein emotionsgeladenes Freizeitgerät darstellt. Hierfür sind großartige Handlingeigenschaften und eine herausragende Fahrdynamik erforderlich. BMW Motorrad stellt sich den zukünftigen Herausforderungen in der Motorradentwicklung.

5 Literaturverzeichnis [1] United Nations: ECE/TRANS/180/add, 20.08.2005 [2] EU: 70/220/EWG, 01.01.2007 [3] Mincione, G.; Mattes, W.; Unterweger, G.; Kresse, T.; Bargende, M.: „Ansätze der Brennverfahrensentwicklung zur Effizienzsteigerung bei BMW Motorradmotoren“, 13. Tagung „Der Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors“, Technische Universität Graz, 2011 [4] Mincione, G.: „Ventiltriebkonzepte zur Verbrauchsreduzierung bei Motorradmotoren“, Dissertation, Universität Stuttgart, 2013 [5] Ch. Landerl, W. Mattes, G. Minicione, G. Unterweger, A. Friedrich: „Mehr Fahrspaß bei weniger Verbrauch – die Zukunft der Motorradantriebe von BMW Motorrad“, 14. Tagung "DER ARBEITSPROZESS DES VERBRENNUNGSMOTORS", Technische Universität Graz, 2013

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SESSION PKW

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_2

VERBRENNUNG OTTOMOTOR

Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor – Beurteilung der Auswirkung auf RDE-Anforderungen L. K. Cloos, C. Glahn, I. Hermann, J. Schäfer, W. Bier

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

1 Ausgangssituation Downsizing und Downspeeding von Ottomotoren sind etablierte Maßnahmen zur CO2Reduzierung. Mit der Turboaufladung von Ottomotoren können großvolumige Motoren durch leistungsgleiche Motoren geringeren Hubraums ersetzt werden. Vorteile ergeben sich insbesondere durch niedrigere Reibleistungen, geringere Ladungswechselverluste aufgrund von Lastpunktverschiebungen und geringere Motorgewichte. Den Verbrauchsvorteilen durch Downsizing und Downspeeding steht die Herausforderung guter Kraftstoffverbräuche bei hohen Leistungen entgegen. Bei Downsizingmotoren verschärft sich der Konflikt bei der Auslegung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses. Einerseits ist für guten Teillastverbrauch ein hohes Verdichtungsverhältnis wünschenswert, andererseits ermöglicht ein abgesenktes Verdichtungsverhältnis die Verringerung der Klopfneigung im volllastnahen Bereich. Die hohe Leistungsdichte bei stöchiometrischer Verbrennung im Bereich hoher Motorlasten und –drehzahlen führt in Verbindung mit dem relativ hohen Verdichtungsverhältnis zu späten Zünd- und Verbrennungslagen. Durch die späte Verbrennung steigt die Abgastemperatur auf Werte an, die einen Bauteilschutz von Komponenten des Abgassystems vor unzulässigen Temperaturen notwendig machen. Die Gemischanreicherung in diesen Betriebsbereichen ermöglicht die Einhaltung der Grenztemperaturen, führt aber zu einem erhöhten Kraftstoffverbrauch. Es existieren verschiedene Ansätze zur Reduzierung des unterstöchiometrischen Betriebsbereichs. Beispielhaft seien der Einsatz externer Abgasrückführung, frühes oder spätes Einlassventil schließen (Miller bzw. Atkinson Steuerzeitenstrategie) oder die Reduktion der Motorleistung genannt. Nachteil dieser Ansätze ist entweder ein hoher technologischer Aufwand und/oder eine Reduktion der spezifischen Motorleistung. Die Adam Opel AG hat an einem modernen 1,0L Dreizylinder SIDI Motor systematisch den Einfluss der Motorintegration als weitere Möglichkeit der Anreicherungsreduktion untersucht. Der eingesetzte Versuchsträger hat einen in den Zylinderkopf integrierten Abgaskrümmer und ist von Opel bereits vorgestellt und detailliert beschrieben worden [1]. Zusammenfassend sind die wichtigsten technischen Daten in Tabelle 1 aufgelistet.

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Tabelle 1 Eckdaten des verwendeten Versuchsmotors

Die vorliegende Potentialanalyse beinhaltet Parameterauswahl, Versuchsdurchführung, Ergebnisanalyse und –bewertung sowie Umsetzung der Betriebspunktvorhersage mittels Kriging-Interpolation. Besonderer Fokus liegt dabei auf der korrekten Berücksichtigung der Interaktion zwischen den Integrationsparametern.

2 Definition der Versuchsmethodik Um die Einflüsse der Integrationsparameter auf den Motorbetrieb systematisch bewerten zu können, hat sich die Adam Opel AG für den Einsatz von „Design for Six Sigma“ (DfSS) Methoden entschieden. Dabei sind für Auswahl, Bewertung und Analyse der Parametereinflüsse auf den Motorbetrieb jeweils geeignete Prozesse ausgewählt und eingesetzt worden.

2.1 Auswahl der Integrationsparameter Abbildung 1 zeigt das für die Auswahl der Parameter verwendete Parameter-Diagramm (P-Diagramm). Das Diagramm besteht im Wesentlichen aus der idealen Funktion, die das zu untersuchende System beschreibt. Sie ist im Diagramm mit den Ein- und Ausgangsgrößen im Umfeld der Kontroll- und Rauschfaktoren dargestellt. Als ideale Funktion ist die Abhängigkeit der Abgasenthalpie von der abgegebenen Motorleistung gewählt. Bei Erreichen der Bauteilgrenztemperatur im Abgassystem wird die Abgastemperatur durch Anreicherung des Kraftstoff-Luft-Gemisches begrenzt. Ab diesem Zeitpunkt wird das (unterstöchiometrische) Kraftstoff-Luft Verhältnis als Maß für die theoretische, überschüssige Enthalpie des Abgases verwendet. Ziel der Untersuchungen ist, den Einfluss der Integration auf diese überschüssige Enthalpie zu ermitteln. Alle Versuche sind bei einer Motordrehzahl von 5000 U/min und einer Motorleistung von 80 kW gefahren worden.

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Abbildung 1 Parameter-Diagramm

Die Kontrollfaktoren entsprechen Auslegungsparametern des Motor-Turbolader-Systems. Auch sie haben einen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch, zählen aber nicht zu den Integrationsparametern des Motors im Fahrzeugumfeld. Von den in Abbildung 1 aufgeführten Kontrollfaktoren ist in dieser Studie dennoch das Verdichtungsverhältnis variiert worden, um den Einfluss der Integrationsparametervariation für unterschiedliche Motoren einer Familie untersuchen zu können. Die Integrationsparameter sind definiert als Eigenschaften der zu- und abgeführten Medienströme des Motors. Sie sind im Allgemeinen: Ɣ Ansauglufttemperaturen Ɣ Abgasgegendrücke Ɣ Ansaugdruckverluste Ɣ Kühlmitteltemperaturen Ɣ Kraftstoffqualität

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Im P-Diagramm sind diese Parameter als Noisefaktoren definiert. Diese Noisefaktoren werden standardmäßig dazu eingesetzt, Vorhersagen über die Robustheit der idealen Funktion auf Störungen von außerhalb zu treffen. In dieser Studie hingegen werden die Noisefaktoren zur Beurteilung des Einflusses der Integrationsparameter auf den Motorbetrieb bei 5000 U/min; 80 kW verwendet. Der Unterschied zwischen beiden Ansätzen besteht in der Variationsbreite der Faktoren. Die Bedeutung der Motorintegration bei aufgeladenen Ottomotoren lässt sich gut im Vergleich mit frei saugenden Benzinmotoren erkennen. Wird bei nicht aufgeladenen Motoren beispielsweise der Druckverlust im Ansaugsystem oder die Temperatur im Saugrohr erhöht, so folgt daraus eine Reduktion der Zylinderfüllung, verbunden mit einer Reduktion der Motorleistung. Diese Leistungsreduktion lässt sich nur in engen Grenzen durch Anreicherung des Gemisches kompensieren. Bei freisaugenden Motoren besteht also ein enger Zusammenhang zwischen Qualität der Motorintegration und dem Leistungspotential des Motors. Beim turboaufgeladenen Ottomotor stellt sich die Situation anders dar. Aufgrund der Auslegung des Turboladers steht typischerweise bei Nennleistung mehr Abgasmassenstrom als benötigt zur Verfügung. Dieser Massenstrom wird über das Wastegate des Turboladers abgesteuert. Wird die Integration verschlechtert, so besteht grundsätzlich die Möglichkeit, die eigentlich folgende Leistungsreduktion durch Erhöhung des Ladedrucks zu kompensieren. Die Ladedruckerhöhung ist jedoch nur auf Kosten von höherer Turbinenleistung zu erreichen. Dadurch steigen der Abgasgegendruck und damit auch die Klopfneigung des Motors aufgrund höherer Restgasmengen im Zylinder. Die Schwerpunktlage der Verbrennung verschlechtert sich aufgrund der späteren Zündung, wodurch die Abgastemperatur steigt. Die Ladedruckerhöhung kann zudem nur zum Teil zur Beibehaltung der Motorleistung umgesetzt werden, da der thermodynamische Motorwirkungsgrad aufgrund der späteren Verbrennungsschwerpunktlage sinkt. Durch die Möglichkeit der Ladedruckerhöhung entsteht beim turboaufgeladenen Ottomotor eine Rückkopplung der Integrationsparameter. Dieser Zusammenhang ist im Flussdiagramm von Abbildung 2 dargestellt. Die Qualität der Motorintegration hat beim turboaufgeladenen Ottomotor also erheblichen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch und Anreicherungsbedarf im volllastnahen Bereich. Der bei freisaugenden Motoren bestehende Zusammenhang zwischen Motorintegration und Leistungspotentials des Motors besteht beim Turbo-Ottomotor nicht in gleichem Maße.

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Abbildung 2 Abhängigkeiten der Integrationsparameter untereinander

Die im Flussdiagramm dargestellten Rückkopplungen zeigen, dass eine hohe Abhängigkeit der Integrationsparameter untereinander besteht. Weiterhin wird deutlich, dass Änderungen eines Parameters selbstverstärkende Effekte bewirken. Diese Abhängigkeiten beruhen maßgeblich darauf, dass Temperaturen und Drücke im Ansaug- und Abgassystem massenstromabhängig sind. Eine Änderung an einem Integrationsparameter ist gleichbedeutend mit einer Änderung des Massenstrombedarfs. Ändert sich jedoch der Massenstrom des Motors, beispielsweise durch geänderte Druckverluste im Ansaugsystem, so werden sich für die übrigen Integrationsparameter ebenfalls neue Werte einstellen. Diese wichtige Eigenschaft erklärt, warum es zur Beurteilung von Parametereinflüssen nicht zielführend ist, einen Integrationsparameter isoliert zu variieren und die anderen Parameter auf konstante Werte einzustellen bzw. nachzuregeln.

2.2 Einstellung der Integrationsparameter In dieser Untersuchung ist bei der Variation der Integrationsparameter ein Ansatz gewählt worden, der fixe Ansaug- und Abgassysteme sowie Ladeluftkühler abbildet. Um ein konstantes Ansaug- oder Abgassystem darzustellen, kann auf einstellbare Drosselstellen zurückgegriffen werden. Wird eine konstante Klappenstellung für die Einstellung verwendet, stellt sich ein Druckverlust in Abhängigkeit des Volumenstroms ein.

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Die Umsetzung der Fahrzeug-Ladeluftkühlung am Prüfstand ist ebenfalls massenstromabhängig auszuführen. Hierzu kann entweder der fahrzeugeigene Ladeluftkühler eingesetzt werden, wobei die Kühlluftanströmung ebenfalls den Fahrzeugbedingungen entsprechen muss. Alternativ kann ein Ladeluftkühler verwendet werden, dessen Kühlmedium auf eine konstante Enthalpie am Eintritt des Ladeluftkühlers eingestellt ist. In diesem Fall steht immer die gleiche Kühlkapazität für die Ladeluftkühlung zur Verfügung, weshalb Änderungen am Massenstrombedarf ebenfalls zu einer Änderung der Ladelufttemperatur führen. Durch diese Realisierung der Ladeluftkühlung wird letztendlich eine Konstantfahrt im Fahrzeug abgebildet. Schematisch stellt Abbildung 3 die Zusammenhänge dar.

Abbildung 3 Ladeluftkühlung am Motorprüfstand

Durch diese Vorgehensweise werden sowohl für die Druckverluste als auch die Ladelufttemperatur keine festen Werte eingeregelt. Im Ansaug- und Abgassystem wird durch die Vorgabe eines Wertepaares Druckverlust und Massenstrom vielmehr ein festes Luftsystem dargestellt. Während der Parametervariation wird der Druckverlust nicht nachgeregelt, sondern stellt sich entsprechend des Massenstroms ein. Auch für die Saugrohrtemperatur wird keine direkte Temperaturregelung vorgenommen, sondern es wird ausschließlich die Eintrittstemperatur des Kühlmediums und dessen Volumenstrom in den Ladeluftkühler konstant gehalten. Dieses Vorgehen ist essentiell, um die Interaktion der Integrationsparameter untereinander korrekt zu berücksichtigen.

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

Tabelle 2 zeigt die ausgewählten Parameter und den ungefähren Wertebereich der Variation. Die Parametergrenzen sind dabei so gewählt, dass übliche Werte von im Markt befindlichen Systemen eingeschlossen werden und daher aus den Ergebnissen interpoliert werden können. Tabelle 2 Untersuchte Integrationsparameter mit Wertebereich Parameter

min. Wert

max. Wert

Druckverluste vor Kompressor

~ 3 kPa

~ 7 kPa

Saugrohrtemperatur

~ 30°C

~ 50°C

Abgasgegendruck nach Turbine

~ 25 kPa

~ 50 kPa

Kühlwassertemperatur

75°C

90°C

Abgastemperaturlimit

930°C

980°C

Kraftstoffqualität

ROZ 91

ROZ 98

Verdichtungsverhältnis

CR 9,5

CR 10,5

2.3 Statistische Versuchsplanung Zur Reduzierung der benötigten Messungen ist aus den gewählten Parametern ein Versuchsplan mit Hilfe statistischer Versuchsplanung (Design-of-Experiment, DoE) erstellt worden. Berücksichtigt werden hierzu die Druckverluste vor Kompressor, Saugrohrtemperatur, Abgasgegendruck nach Turbine und die Kühlwassertemperatur. Verdichtungsverhältnis, Kraftstoffqualität und Abgastemperaturlimit werden im DoE nicht berücksichtigt. Eine Änderung des Verdichtungsverhältnisses ist aufgrund des dafür notwendigen Motorumbaus im Rahmen eines DoE Versuchsplans nicht sinnvoll umsetzbar. Auch das Umstellen der Kraftstoffqualität würde ein zügiges Abarbeiten des Versuchsplans verhindern. Der aus den übrigen Parametern erstellte Versuchsplan ist daher mit diesen beiden Parametern jeweils voll faktoriell gefahren worden.

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Für den Testplan ergeben sich somit vier zu variierende Parameter mit jeweils zwei Werten. Bei Betrachtung der in Frage kommenden Testpläne bietet sich der L8(24) Testplan an (Abbildung 4). Die bei vollständigem Versuchsplan notwendigen 16 Experimente (24) werden bei diesem Testplan auf 8 Experimente reduziert. Die Haupteffekte der variierten Parameter sind dabei sicher zu bestimmen, allerdings gibt es Zweifachwechselwirkungen, die nicht aufzulösen sind [2]. Eine Überprüfung der Ergebnisse hat jedoch gezeigt, dass die Wechselwirkungen keinen negativen Einfluss auf die Beurtei> lung der Parameter haben.

ସ ሺʹଶ ሻ

R un

A

1

B

1

2

C 1

1

3

2

A

1

B

2

1

1 1

7

2 2

1 1 1 2

2 2

2

1

2 2

2 1

2 2

2 1

2 1

1

1

2 1

1

2

2 2

1

2 1 1

1

2 2 2

1 1

1 2

1

2

1

1

1 1

1

2

1

2 2

1

1

2

1 2

2 1

2

2 2

2 2

1 1

1

1

2

1

2

1

2

2

1 2

1

1

2

1

8

2

2

2 2 2

1

1 2

2 2

1

2

1

1

1

2

2

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1

2

1 2 2

1 2

1

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2 2

1

2

F

1

1 2

1 1

2

2 2

1

2

1 2

E 1

1 2

2 2

2

D 1

1

1 5

7

C 1

1 4

6

B

2

1 1

1

1 1

2 1

2

1

3 1

2

A

2

2 1

2

଼ ሺʹସ ሻ

R un

2

2 1

2

2

1 2

2 1

1 2

2

G

2

2 2

2 8

1

2

2

2

K

2

2 1

1

2

2

1

J

2

2 2

2

1 2

1 2

2

1

2 1

2 1

1

I

1

2 1

2 2

1

H

2 2

1

1

1

G

1 2

2

6

1 0

1

2 1

F

1

2

1 5

1

E

1

1

4

9

1

D

1

3

8

C

2 1

6

1

2 1

2 2

1

F

1

2 2

1 5

E 1

1 2

4

7

D 1

1

1

1

ଵଶ ሺʹଵଵሻ

C 1

1

3

2

B

1

2

2

2

A

1

1

4

1

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2

2

R un

଼ ሺʹଷ ሻ

2 1

1 1

2

2 1

2

1

Abbildung 4 Statistische Versuchspläne

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

3 Ergebnisse am Motorprüfstand Für die Versuche am Motorprüfstand sind die statistischen Testpläne jeweils für die Verdichtungsverhältnisse 9.5, 10 und 10.5 gefahren worden. Die Kraftstoffvariation ist ebenfalls für alle Verdichtungsverhältnisse und Testpläne gefahren worden. Hinzu kommt die Variation des Abgastemperaturlimits, die jedoch nicht bei allen Punkten gefahren werden muss, da für stöchiometrischen Betrieb nicht immer die höchste Abgastemperatur nötig ist. Schlussendlich sind etwa 140 unterschiedliche Experimente durchgeführt worden (gegenüber knapp 300 Experimenten bei voll faktorieller Untersuchung), wobei jeweils der Betriebspunkt 5000 U/min Motordrehzahl und 80 kW Leistung eingestellt worden ist. Durch den Einsatz der Testpläne ergibt sich für jeden dort variierten Parameter ein Ergebnissatz mit jeweils vier Messungen für den oberen und vier Messungen für den unteren Parameterwert. Soll beispielsweise der Einfluss des untersuchten Parameters auf den spezifischen Kraftstoffverbrauch des Motors untersucht werden, wird aus den beiden Ergebnissätzen jeweils ein Mittelwert gebildet. Es ergeben sich am Ende also ein Mittelwert für den oberen Parameterwert und einer für den unteren Parameterwert. Aus allen acht Messungen des Testplans wird zudem ein Gesamtmittelwert gebildet. Die beiden Parametermittelwerte werden nun in Relation zum Gesamtmittelwert gesetzt. Zunächst werden die Ergebnisse der einzelnen Integrationsparameter vorgestellt. Dabei ist der Einfluss der Parameter spezifisch dargestellt, d.h. es wird die Änderung im spezifischen Kraftstoffverbrauch auf die Änderungsbreite des Parameters bezogen. Zusammenfassend erfolgt eine Betrachtung der Verbrauchsänderung für realistische Werte der Randbedingungen.

3.1 Saugrohrtemperatur Um die Ergebnisse der Untersuchungen komprimiert darzustellen, wird eine Darstellungsform gewählt, bei der der Parametereinfluss auf den spezifischen Kraftstoffverbrauch in Abhängigkeit von Verdichtungsverhältnis und Kraftstoffqualität abgebildet wird. Abbildung 5 zeigt das Ergebnisdiagram für den Einfluss der Saugrohrtemperatur. Erwartungsgemäß zeigt sich der größte prozentuale Einfluss auf den Verbrauch bei der höchsten Verdichtung (10.5). Innerhalb der Variation des Verdichtungsverhältnisses zeigt sich ein klarer Trend hin zu höherem Einfluss bei höherer Verdichtung. Dies ist zu erwarten, da mit höherer Verdichtung die Kompressionsendtemperatur steigt, dadurch eine höhere Klopfneigung besteht und der Zündwinkel zurück genommen werden muss. Hierdurch sinkt der thermische Wirkungsgrad, zudem erhöht sich der Anreicherungsbedarf durch die höhere Abgastemperatur. Durch diese Kombination der Effekte hat eine Änderung der Saugrohrtemperatur einen vergleichsweise hohen Einfluss

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

auf den Verbrauch. Es fällt auf, dass bei einer Verdichtung von 9.5 kein signifikant großer Unterschied im Verbrauchsvorteil zwischen ROZ 95 und ROZ 98 Kraftstoff erzielt wird. Der Zündwinkel bei diesen Randbedingungen ist bereits so früh, dass der Verbrauchsvorteil bei beiden Kraftstoffen annähernd gleich ist.

Abbildung 5 Einfluss der Saugrohrtemperatur auf den Kraftstoffverbrauch

3.2 Ansaugdruckverluste vor Kompressor In Abbildung 6 ist der spezifische Verbrauchseinfluss der Druckverluste im Ansaugsystem vor Verdichter dargestellt. Bei der Interpretation der Ergebnisse fällt zunächst der hohe spezifische Einfluss der Ansaugdruckverluste vor Verdichter auf den spezifischen Kraftstoffverbrauch auf. Maximal werden über 1 % bsfc/kPa erreicht, bei den übrigen Integrationsparametern liegt die maximale Änderung bei etwa 0,5 % bsfc/Parameter. Auch der Einfluss der Ansaugdruckverluste vor Kompressor auf den Kraftstoffverbrauch zeigt eine starke Abhängigkeit von Kraftstoffqualität und Verdichtungsverhältnis. Hohes Verdichtungsverhältnis und niedrige Oktanzahl des Kraftstoffs führen zu einem hohen Einfluss der Ansaugdruckverluste auf den Verbrauch. Ursächlich bedingt ist dieser Zusammenhang darin, dass eine Absenkung des Drucks vor Kompressor bei konstantem Saugrohrdruck zu einer Erhöhung des Druckverhältnisses über Kompressor führt. Der Anstieg des Druckverhältnisses ist dabei signifikant höher als

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bei einer gleichen Erhöhung der Druckverluste nach Kompressor. Die Erhöhung des Druckverhältnisses über Kompressor wiederum führt zu einem erhöhten Leistungsbedarf der von der Turbine bereitgestellt werden muss. Damit einher geht eine Erhöhung des Druckverhältnisses über der Turbine, wodurch der Restgasgehalt im Motor steigt und der Kreislauf gemäß Abbildung 2 zum Tragen kommt. Letztendlich führt die Erhöhung der Druckverluste vor Kompressor bei konstanter Motorleistung damit in besonderem Maße zu einer Erhöhung des Massenstrombedarfs.

Abbildung 6 Einfluss der Verluste vor Kompressor auf den Kraftstoffverbrauch

3. Abgasgegendruck nach Turbine Abbildung 7 zeigt den spezifischen Einfluss des Abgasgegendrucks nach Turbine auf den Kraftstoffverbrauch. Im Gegensatz zu den Ergebnissen der Saugrohrtemperatur zeigt sich beim Abgasgegendruck ein uneinheitliches Bild. Bei einer Verdichtung von 9.5 ist der Einfluss auf den Verbrauch nahezu unabhängig von der Kraftstoffqualität. Auch bei den anderen Verdichtungen liegen die spezifischen Vorteile dicht beieinander. Die Ergebnisse legen nahe, dass die Verbrauchsverbesserungen vor allem aus den mit sinkendem Abgasgegendruck sinkenden Pumpverlusten resultieren. Diese Reduktion ist durch die ähnliche Variationsbreite des Abgasgegendrucks für alle Kraftstoffqualitäten und Verdichtungsverhältnisse ähnlich.

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

Abbildung 7 Einfluss des Abgasgegendrucks auf den Kraftstoffverbrauch

3.4 Kühlmitteltemperatur Der spezifische Einfluss der Kühlmitteltemperatur auf den Kraftstoffverbrauch ist in Abbildung 8 dargestellt. Verglichen mit den weiteren Integrationsparametern hat die Kühlmitteltemperatur in dieser Untersuchung nur einen geringen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch gezeigt. Lediglich bei einem Verdichtungsverhältnis von 10.5 ergibt sich bei allen Kraftstoffsorten ein Einfluss, der mit 0,1 % bsfc/K allerdings verhältnismäßig gering ausfällt. Bei den Verdichtungen 9.5 und 10.0 zeigt sich nur bei Kraftstoff mit 91 Oktan ein geringer Einfluss auf den Verbrauch.

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Einfluss der Motorintegration beim aufgeladenen Ottomotor …

Abbildung 8 Einfluss der Kühlmitteltemperatur auf den Kraftstoffverbrauch

3.5 Absoluter Einfluss der Parameter auf den Verbrauch Die bisherigen Ergebnisse sind als spezifische Einflussfaktoren auf den Verbrauch beschrieben worden. Um eine bessere Vorstellung des Parametereinflusses unter realen Variationsbreiten zu bekommen, ist in Abbildung 9 exemplarisch die Auswertung des Einflusses der Integrationsparameter auf den Kraftstoffverbrauch für ein Verdichtungsverhältnis von 10.5 und Kraftstoff der Qualität RON 95 dargestellt. Die gestrichelte, horizontale Linie stellt den Mittelwert aller acht Messungen dar. Die farbigen Linien verbinden jeweils die Mittelwerte der hohen und niedrigen Parametereinstellung. Auf der Abszisse sind die oberen und unteren Werte der Parameter dargestellt. Aus dem Diagramm lässt sich direkt der Einfluss der Integrationsparameter auf den Kraftstoffverbrauch ablesen. Es wird deutlich, dass die Variation der Saugrohrtemperatur, wie erwartet, den mit Abstand größten Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch hat. Begründet liegt dies zum einen an dem relativ hohen spezifischen Einfluss, siehe Abbildung 5, als auch an der relativ hohen Variationsbreite der Saugrohrtemperatur. Den absolut zweitgrößten Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch hat der Abgasgegendruck nach Turbine. Allerdings beträgt die

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Variationsbreite zum Erreichen des Verbrauchseinflusses auch 25 kPa. Hier wird also ein vergleichsweise kleiner spezifischer Vorteil mit einer großen Variationsbreite kombiniert. Der hohe spezifische Einfluss der Druckverluste vor Kompressor relativiert sich bei Betrachtung des absoluten Einflusses durch die kleine Variationsbreite von nur 4 kPa. Trotz des hohen spezifischen Einflusses bleibt der Einfluss des Parameters Druckverluste vor Kompressor auf den absoluten Kraftstoffverbrauch begrenzt. Aus den dargestellten Einflüssen lässt sich die Bedeutung der Parameter in der Bewertung der Fahrzeugintegration ermitteln. Je größer die Steigung der Verbindungslinien, desto größer ist das Potential für Verbrauchsänderungen und damit die Wichtigkeit des Parameters.

Abbildung 9 Auswertung der Integrationsparametervariation auf den spezifischen Kraftstoffverbrauch, CR 10.5; RON 95

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4 Umsetzung der Ergebnisse mittels Kriging Ein Hauptziel der Untersuchungen ist die Entwicklung eines Tools zur Abschätzung des Einflusses geänderter Integrationsrandbedingungen auf den Motorbetrieb. Die im vorigen Kapitel vorgestellten Ergebnisse sollen im Entwicklungsprozess dazu genutzt werden können, gezielt Verbesserungen mit hoher Wirkung umsetzen zu können. Bei der Planung der Versuche ist sichergestellt worden, die in Frage kommenden Wertebereiche einzuschließen. Damit wird eine auf Interpolationen basierende Abschätzung ermöglicht, was insbesondere im Vergleich zu Extrapolationen eine höhere Genauigkeit erwarten lässt. Bei der Interpolation der Ergebnisse kommt eine Kriging-basierte Methode zum Einsatz. Bei Opel existiert ein auf Matlab basierendes Tool, mit dem sowohl die KrigingInterpolation selbst als auch die grafische Darstellung der Ergebnisse ermöglicht wird. Bei der bisherigen Ergebnisdarstellung ist die Abgastemperatur nicht berücksichtigt worden, da je nach Variation der Parameter eine Erhöhung der Abgastemperatur nur in einigen Punkten notwendig ist um einen stöchiometrischen Betrieb zu ermöglichen. Als Eingangswerte für die Kriging-Interpolation werden alle gemessenen Punkte der Variationen verwendet, hier wird daher auch die Abgastemperaturvariation abgebildet. Grundsätzlich ist die Anzahl an Messpunkten für die Interpolation so groß wie möglich

Abbildung 10 Kriging-Interpolation bei 80 kW Motorleistung (5000 U/min)

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zu wählen. Durch die Berücksichtigung der räumlichen Varianz und der statistischen Abstände zwischen den in die Berechnung einfließenden Punkten werden Ungleichverteilungen in den Messwerten berücksichtigt. Probleme, die bei einfacheren Interpolationsverfahren durch Häufung von Messwerten auftreten können, werden so vermieden. Bei der Erstellung der Interpolation können die Ein- und Ausgangsgrößen frei gewählt werden. Als sinnvolle Ausgangsgrößen könnten beispielsweise der spezifische Kraftstoffverbrauch oder das Luftverhältnis gewählt werden. Eingangsgrößen sind die zu berücksichtigenden Integrationsparameter (Druckverluste vor Kompressor, Abgasgegendruck, etc.). Um die Ergebnisse anschaulich zu machen, sind die oberen und unteren Grenzwerte der variierten Parameter in gemessene Zahlenwerte überführt worden. Dadurch wird die Vorgabe realer Druckverluste und Temperaturen möglich. Beispielhaft ist in Abbildung 10 eine Interpolation vergleichsweise guter Randbedingungen bei 80 kW Motorleistung und 5000 U/min Motordrehzahl dargestellt. Die durchgezogenen Linien stellen den Verlauf des spezifischen Kraftstoffverbrauchs über den Parameteränderungen dar. Die gestrichelten Linien geben das Vertrauensintervall zu den Verbrauchskurven an. Die eingestellten Werte der einzelnen Parameter sind unter den Kurven vermerkt. Der aktuelle Betriebspunkt in jedem Verlauf ist durch das Kreuz aus dünn gestrichelten Linien markiert. Extrapolierte Bereiche sind durch helle Bereiche der durchgezogenen Linie gekennzeichnet. Der den eingestellten Integrationsparametern entsprechende Kraftstoffverbrauchswert ist ganz unten rechts wiedergegeben. Die Steigung der Verbrauchskurven gibt für jeden Parameter den Verlauf einer Änderung des Kraftstoffverbrauchs sowohl oberhalb als auch unterhalb des eingestellten Wertes an. Aus der Steigung lässt sich somit direkt die Sensitivität des Verbrauchs auf eine Änderung des Parameters ablesen. Je größer die Steigung desto größer der absolute Einfluss eines Parameters auf den Verbrauch. Über die Darstellung mittels der Kriging-Interpolation kann also zum einen direkt der Einfluss eines Parameters abgelesen werden, zum anderen wird eine beliebige Einstellung der Parameter innerhalb des durch die Versuchspläne abgedeckten Wertebereichs möglich. Hierdurch sind in frühen Stadien der Motorenentwicklung, wenn das Brennverfahren mit ersten Hardwareständen getestet werden kann, bereits Aussagen über die Sensitivität gegenüber Integrationsparametern möglich.

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Abbildung 11 Kriging-Interpolation bei 80 kW Motorleistung (5000 U/min)

Abbildung 11 zeigt exemplarisch eine Parameterverschlechterung des Betriebspunktes aus Abbildung 10. Die Skalierung der Ordinatenachse ist identisch zu der vorherigen Abbildung. Variiert wurden die Ansaugdruckverluste (von 4 auf 7 kPa), der Gegendruck nach Turbine (von 30 auf 42 kPa) und die Ansauglufttemperatur (35 auf 50°C). Es ist aufgrund der konstanten Skalierung sofort zu erkennen, dass sich der Kraftstoffverbrauch im Vergleich zum zuvor eingestellten Betriebspunkt verschlechtert hat. Bei identischem Motor, gleichem Kraftstoff und gleicher Motorleistung beträgt die Verbrauchsverschlechterung etwa 9.5 %. Der Anreicherungsbedarf erhöht sich bei gleicher Variation um etwa 6 %. Diese Verschlechterung zeigt eindrücklich die Bedeutung der Integrationsparameter für aufgeladene Ottomotoren. Als Ausgabegröße können auch weitere, bei den Messungen aufgenommene Größen wie beispielsweise das Verbrennungsluftverhältnis, Zündwinkel oder Verbrennungsschwerpunktlage verwendet werden. Damit kann das Interpolationstool auch dazu genutzt werden, Grenzwerte für die Integrationsparameter festzulegen, die zur Erreichung von Motorzielwerten notwendig sind. Über die Aufnahme mehrerer Lastpunkte pro Integrationsparameter-Set kann auch die Motorleistung als zusätzlicher Eingangsparameter in das Interpolationsverfahren dienen.

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5 Zusammenfassung Im Zuge der Einführung von Euro 6c Emissionsgrenzwerten und den Real-DrivingEimission-Messungen wird die Möglichkeit der Gemischanreicherung voraussichtlich limitiert werden, da diese unmittelbar mit der Bildung von CO-Emissionen in Verbindung steht. In der vorliegenden Grundsatzuntersuchung hat die Adam Opel AG systematisch den Einfluss von Integrationsparametern auf den Motorbetrieb hinsichtlich des Potentials zur Reduzierung von Anreicherung und Kraftstoffverbrauch untersucht. Die dabei verwendeten Methoden sind an Design for Six Sigma angelehnt, um strukturiert die Abhängigkeiten der Parameter untereinander zu berücksichtigen. Es wurden Vorgehensweisen für die Parametereinstellung am Prüfstand vorgestellt, um die Interaktionen korrekt abzubilden. Die Ergebnisse sind für die Integrationsparameter zunächst einzeln ausgewertet worden. Das Ziel, in frühen Entwicklungsstadien des Motors bereits Aussagen über die Sensitivität gegenüber einzelnen Parametern treffen zu können, wurde mittels Kriging-Interpolation erreicht. Mit der gezeigten Visualisierung der Interpolationsergebnisse können beliebige Integrationsparameter innerhalb der in den Testplänen vorgegebenen Wertebereiche eingestellt werden. Der Einfluss auf die gewählte Ausgangsgröße wird nahezu in Echtzeit errechnet. Dadurch kann mit vergleichsweise geringem Messaufwand detailliert und schnell eine Aussage über die Sensitivität des Motors auf Änderungen an der Integration getroffen werden. Auf diesen Ergebnissen basierend können Integrationsanforderungen zur Erfüllung von Motor-/Emissionszielwerten formuliert werden. Ein Vergleich zwischen ‚guten‘ und ‚schlechten‘ Integrationsparametern mittels Kriging-Interpolation unterstreicht die Bedeutung der Integrationsqualität am aufgeladenen Ottomotor und zeigt als zentrales Ergebnis, dass die Verbesserung der Motorintegration entscheidend zur Reduktion des Anreicherungsbedarfs, und damit zur Einhaltung der Euro 6c Anforderungen, beitragen kann.

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Literaturverzeichnis [1] The New Turbocharged Three-Cylinder Engine with Gasoline Direct Injection for Opel Adam Alt, M.; Damen, M.; Noe, A.; Groeninger, J.; Strehl, D.; Wagner, J.; O’Daniel, G.; Peralta, M. 22. Aachener Kolloquium Fahrzeug und Motorentechnik, 2013 [2] Statistische Versuchsplanung Design of Experiments (DoE) Siebertz, K.; Bebber, D. van; Hochkirchen, Th. Springer Verlag 2010

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Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements R. Hartmann, Dr. M. Winkler, Dr. M. Tichy, Dr. B.-H. Min, Hyundai Motor Europe Technical Center GmbH

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Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements

1 Abstract Future legislation in Europe – especially the CO2 target of 95g/km in 2020 – requires a significant CO2 emission reduction of existing power trains. A well-established technological trend used to reach this challenging goal in the NEDC cycle is the downsizing of gasoline engines. Hyundai-Kia’s all-new Kappa T-GDI engine family was developed as a downsizing concept to replace, for example, a 1.6l naturally aspirated engine in B and C-segment with the aim of reducing CO2 emissions. The associated low end torque benefit enhances “fun to drive” for the customer. With the introduction of Euro 6c legislation, not only CO2 and standard emissions like HC, CO and NOx are in the focus of engine development, but also particle number (PN) and mass (PM). In order to achieve Euro 6c particle emission targets in the NEDC cycle, more than 95% particle reduction compared to a Euro 5 calibration has been achieved. Future, WLTP/RDE emission targets replace the low speed/load range of NEDC cycle with not only a higher speed/load range but also challenging dynamic conditions which have a strong impact on particulate emissions. Significant particle emission reduction in the WLTP/RDE cycle can be achieved by increasing fuel pressure to 250bar or even 350bar in combination with optimized cam and injection strategies. Focused singular measures will no longer be sufficient to reach the combination of particle emission and CO2 limits in the enlarged engine load range of WLTP/RDE. In order to achieve the Euro 6c particle emission target under WLTP/RDE conditions together with a reduction in CO2 emissions, additional combustion development is required. Injector layout and spray targeting need to be optimized by means of in-cylinder optical investigations resulting in BSFC as well as particle reduction. A combination of different measures such as combustion development, optimized injector spray/air-fuel mixture, multiple injections, and calibration of engine ECU with focus on dynamic conditions, and fuel pressure increase up to 350bar combined with external low pressure EGR would have potential to fulfill the WLTP/RDE targets. The real challenge is not only to fulfill the upcoming new emission targets in WLTP/RDE but also to achieve these targets over the lifetime of the vehicle.

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Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements

2 Introduction 2.1 Legislation boundary conditions With the introduction of Euro 6c legislation, not only CO2 and standard emissions like HC, CO and NOx are in focus of engine development, but also particle number (PN) and particle mass (PM). Based on the current NEDC test cycle, EU6c PN limit can be fulfilled for both side and central injector position by combustion development only.

Fig. 1: Emission legislation [1]

Upcoming emission legislations like the WLTP and RDE, Fig.1, result in a notable change in speed and load characteristic of the test cycle, Fig.2. Whereas boundary conditions for the WLTP test procedure are well defined, conditions of the RDE test procedure and measurement devices for real road particle number measurements are still under discussion. In order to analyze real road emissions on test bench, the RDEmax test cycle is used in HMETC as a kind of "worst case scenario” in terms of load characteristics and vehicle acceleration. The test cycle is operated on the chassis dyno as well as on dynamic engine test bench and allows using established measurement equipment for standard emission components as well as particle number [1].

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Fig. 2: Load distribution for different test procedures [1]

3 Particle emission behavior in different test procedures Fig.3 illustrates the vehicle speed, cumulated particle and particle flow in the NEDC, WLTP and RDEmax cycle on same time scale, all driven with NEDC calibration. In NEDC cycle, the main contributors to cumulated PN emission are cold phase (catalyst heating and cold accelerations) and EUDC. With current technologies and calibration, the engineering target for EU6c limit can be fulfilled even with aged/coked injectors. In contrast to the NEDC cycle, the WLTP cycle has a significantly longer duration, therefore the proportion of particle emission in the cold phase of WLTP cycle relative to the overall particle emission is lower than in NEDC cycle. A WLTP cycle driven with NEDC based calibration results in particle emission value which is close to the legislation limit. The engineering target, which is typically lower than the legislation limit to take into account different factors like injector ageing and coking, can no longer be achieved. Furthermore, the WLTP cycle has a higher load and velocity profile, corresponding to a broader speed/load area in the engine map. Therefore, the focus has to be extended to a broader speed/load area to reduce particle emission.

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Fig. 3: Comparison of particle behavior in NEDC, WLTP and RDEmax test

The RDEmax cycle is significantly shorter with higher speed/load characteristic than a NEDC or WLTP cycle, which under initial cold engine conditions, results in a large increase in particle emissions. To analyze the emission behavior in detail, the time and particle number scales for RDEmax are enlarged in Fig.4. During cold phase accelerations, strong peaks are observed in particle flow, resulting in steep steps in cumulated particle emission. This behavior becomes less pronounced after the engine reaches its operating temperature. For the RDEmax cycle, the application effort needs to be shifted, even for stationary conditions, to a significantly higher engine speed/load range. Introduction of additional technologies such as increased fuel pressure and LP-EGR systems contribute to reduction in particle emission and form the basis for this paper.

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Fig. 4: RDEmax cycle with focus on particle emission

Furthermore, the extension of engine operation range close to the low-end-torque area impacts the scavenging calibration strategy. To reduce the engine operation in the scavenging area, the gear shift points must be recalibrated to a higher engine speed range. The following sections discuss the impact of fuel pressure as well as LP-EGR on fuel consumption and particle number emissions under speed/load combinations 1 and 2 as displayed in Fig.5. The impact of the LP-EGR system on operating points 3 and 4 are discussed in [8] but do not form part of this study.

Fig. 5: Operating points [8]

4 Impact of fuel pressure on fuel consumption and particle emissions A Euro 6c calibration requires higher fuel pressures at part load (e.g. 150 to 250bar and beyond) compared to a EU5 calibration, resulting in smaller droplets / improved fuel atomization and thus improved mixture preparation. On the other hand, increasing fuel pressures result in higher driving torque for the high pressure fuel pump and thus an increase in BSFC. Furthermore, the high fuel pressure can increase spray pen-

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etration. Thus, spray liner contact needs to be avoided in order to ensure low oil dilution and avoid particle emissions due to diffusion flames resulting from liner wall film. In addition to injection parameters, cam timing also needs to be adapted for a Euro 6c calibration. The calibration strategy is discussed in detail in [2].

4.1 Part load without knock limitation Common EU6c calibration strategy at part load points is characterized by cam timings with large valve overlap, which is limited by combustion stability. A large valve overlap reduces particle emissions by means of increased internal residual gas. The hot residual gas supports vaporization and thus mixture preparation. Additionally, increasing residual gas content with larger valve overlap at part loads results in a dethrottling of the engine thus improvement in BSFC due to reduced pumping losses. The same hardware, namely the injectors and the fuel pump, were used for the complete test procedure to eliminate the influence of flow rate of the injector, the spay layout or the different fuel pump characteristics. The injection timings were optimized for the desired fuel pressures, as the increase in fuel pressure shifts the best particle emission/fuel consumption tradeoff point. The impact of increased fuel pressure on fuel consumption as well as particle emissions can be seen in Fig. 6. The higher driving torque for the fuel pump increases the fuel consumption by 0.8% when raising the fuel pressure from 150bar to 200bar. Interestingly the increase from 200bar to 250bar shows negligible influence on the fuel consumption. This is due to the increased combustion stability attained with higher fuel pressures, allowing the engine to run with higher valve overlap. The internal residual gas in the cylinder is thus increased, which results in a reduction of pumping losses and overcompensates the increased friction of the high pressure pump. Furthermore, the increase in fuel pressure reduces particle emissions to 64% with 200bar and 36% with 250bar respectively, compared to 150bar system. This is due to the better atomization of the fuel along with higher spay impulse, resulting in better air-fuel mixture.

Fig. 6: Impact of fuel pressure on BSFC and particle number at 2000rpm/6bar BMEP

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4.2 High load with knock limited combustion The 2000rpm/11bar BMEP operating point was chosen as it can be critical in a NEDC cycle as well as WLTP/RDE cycle. Due to knock limitation, the 50% mass burned fraction is at 13°CA aTDC, thus 5°CA away from the thermodynamic optimum irrespective of the fuel pressure. The share of fuel pump friction is comparatively low relative to the overall friction at higher loads. Therefore the changes in the driving torque of the high pressure fuel pump due to increase in fuel pressure shows no increase in fuel consumption, Fig.7. On the other hand, the particle emission can be reduced by more than half if the engine is run with a 250bar system instead of 150bar system. The exhaust gas volume flow at this load point is high; therefore, any benefit in particle emission in NEDC is weighted more than in the operating point described in section 4.1.

Fig. 7: Impact of fuel pressure on BSFC and particle number at 2000rpm/11bar BMEP

5 Impact of LP- EGR on fuel consumption and particle emissions LP-EGR system provides an exciting as well as challenging alternative for reduction of particulate number. In previous studies carried out on the same engine family [7], LP-EGR system showed not only reduction in fuel consumption but also significant reduction in particle number over a wide range of the engine operation. The challenge will be in packaging and resizing the existing hardware (radiator, intercooler and turbocharger). Another factor, which has not been part of this study, is the impact of LPEGR on customer expectation in terms of drivability. The LP-EGR test setup can be seen in Fig. 8.

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Fig. 8: LP-EGR setup [8]

5.1 Part load without knock limitation A Euro 6c engine is calibrated with maximum possible valve overlap at part load in order to reduce PN emissions by increasing the hot internal residual gas. Thus, in the lower part load area external EGR is not recommended as the combustion stability limit is already reached as a result of internal residual gas [2]. Therefore operating point 1, as discussed in section 1, was selected as the lowest load point for testing the effects of LP-EGR on BSFC and particle emissions.

Fig. 9: Impact of LP-EGR on BSFC, MFB 50 and particle number at 2000rpm/6bar BMEP

Fuel consumption as well as particle number emissions in this operating point have their minimum at ~10% EGR, Fig.9. Although an EGR rate of up to 20% reduces manifold vacuum, the best fuel consumption – with a benefit of 1% in BSFC – is achieved with an EGR rate of ~10%. Moreover, an EGR rate of 20% has a negative impact on combustion stability and could be run only in combination with high energy ignition coils. The BSFC benefit is accompanied by a 44% PN and a 50% NOx reduction. A deeper understanding of the combustion process can be gained from a split of losses analysis [6,7] which has been discussed in detail in [8].

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Note that boundary conditions – such as intake air, water and oil temperature as well as 50% heat release (MFB 50) – are kept constant independent on the adjusted EGR rate. In order to achieve EGR rates higher than 5%, an exhaust flap was used which generates the required pressure drop relative to the intake side. It can therefore be inferred that for an optimal application of an LP-EGR system for fuel consumption and particle number reduction, an exhaust flap is mandatory, further increasing the complexity of the system.

5.2 High load with knock limited combustion To study the impact of LP-EGR at knock limited combustion without fuel enrichment for part protection, 2000rpm/11bar BMEP (operating point 2 in Fig. 5) has been chosen. Intake and exhaust cam timing, fuel pressure and start of injection are optimized for the best tradeoff between fuel consumption and PN-emission. Due to knock limitation 50% mass burned fraction is at 13°CA aTDC and thus 5°CA from the thermodynamic optimum, Fig.10.

Fig. 10: Impact of LP-EGR on BSFC, MFB 50% and particle number at 2000rpm/11bar BMEP

Adding external EGR reduces in-cylinder temperatures and thus knock tendency which makes it possible to shift the 50% mass fraction burned to the thermodynamic optimum. This results in a fuel consumption benefit of 3.7% in combination with 50% PN emission reduction and 80% NOx reduction.

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6 Impact of LP- EGR and higher fuel pressure combined system on fuel consumption and particle number emission A combination of both the systems described in sections 4 and 5 has also been tested and optimized for part load points with and without knock limitation and is described in the following sections in detail.

6.1 Part load without knock limitation An increase in the fuel pressure from 200bar to 250bar without introduction of LPEGR into the air path leads to the same reduction in particle emission as with 200bar and additional LP-EGR system. Note that the BSFC difference is below 1% at 2000rpm/6bar BMEP, Fig. 11. If only one system can be applied for NEDC optimization, a 250bar injection system is a favorable alternative compared to LP-EGR system. Not only are the hardware, packaging and diagnostics complexities associated with an LP-EGR system no longer an issue but also the calibration of a 250bar fuel system is much easier to implement without additional functional development. However, combining both the systems further reduces the particle emission to 27% compared to a 200bar conventional system without LP-EGR, without impacting the fuel consumption.

Fig. 11: Impact of fuel pressure with and without EGR on BSFC, particle number at 2000rpm/6bar BMEP

A detailed analysis of increase in fuel pressures from 200 to 250bar in combination with a LP-EGR system at 2000rpm/6bar BMEP is shown in Fig. 12. The engine was run with the same injectors; thereby keeping the flow rate constant for the entire test and eliminating the influence of different spay layouts on particle emission. The degrees of freedom were thus restricted to the fuel pressure increase from 200bar to

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250bar and the introduction of EGR into the system. Furthermore, the injection timings were optimized separately for 200bar as well as 250bar whilst keeping the valve timings constant. As described in section 5, an exhaust gas flap was used to allow EGR rates above 5%.

Fig. 12: Impact of fuel pressure in combination with EGR on BSFC, particle number at 2000rpm/6bar BMEP

The slightly higher fuel consumption with a 250bar fuel system compared to 200bar is not dependent on the EGR rate and remains below 1%. On a closer look at the particle emission as well as combustion stability (COV), two trends are clearly visible. Firstly, a slight increase in the particle emission at very low EGR rates of around 23% was observed, both with 200bar fuel system and 250bar fuel system. The net particulate emission is not only dependent on the combustion peak temperature but also on the post-oxidation which takes part in the later stages of the combustion process. The initial reduction of the combustion peak temperature due to low rates of inert EGR cannot compensate for the reduction in particle emission by post-oxidation process due to dilution of the remaining oxygen by EGR. This leads to a slight increase in the overall particle emission. It is also worth noting that the slight increase of particle emission is independent to the increase in fuel pressure. The threshold where net reduction of particle emission is observed is achieved earlier with 250bar compared to 200bar fuel system. Secondly, the deterioration of combustion stability is shifted to higher EGR rates by increasing the fuel pressure. This would mean that 250bar fuel system would help to run the engine with higher EGR rates at higher load points up to WOT compared to a 200bar system without compromising on combustion stability. Finally, even at higher EGR rates, the particle emissions remain constant with 250bar compared to 200bar system, where an increase in observed. This can be attributed to the better fuel atomization and spray impulse induced air fuel mixture buildup with 250bar fuel pressure.

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6.2 High load with knock limited combustion The second speed/load point, which is not only relevant for NEDC but also for WLTP/RDE, is the 2000rpm/11bar BMEP. This is also a point which is close to the naturally aspirated full load, hence knock limited. Up to 20% EGR could be forced into the system without changing the optimized valve timings. Further increase in the EGR rates can be achieved only by changing the valve timings resulting in reduction in fuel consumption benefits. As can be seen in Fig.13, a 20% EGR rate irrespective of the fuel pressure leads to up to 3.7% benefit in fuel consumption compared to 0% EGR. The extra load demand for the high pressure pump to generate 250bar fuel pressure against 200bar does not lead to any increase in fuel consumption at such high loads.

Fig. 13: Impact of fuel pressure with and without EGR on BSFC, particle number at 2000rpm/11bar BMEP

A detailed analysis of increase in fuel pressures from 200 to 250 bar in combination with a LP-EGR system at 2000rpm/11bar BMEP is shown in Fig.14. The same procedures, as described in section 4.1, were followed for this operating point. Unlike at lower loads, the smaller EGR rates show an immediate decrease in the particle emission. This can be attributed to the higher temperature range at this load point where the cooling of the peak cylinder temperatures shows a substantial reduction in particle. The fuel consumption reduces further at higher LP-EGR rates even if the 50% mass fraction burned of 8°CA aTDC is reached with 10% EGR due to improved combustion efficiency. The particle emission curves with 200bar as well as 250bar run almost parallel to each other. This implies that the parameter which has the biggest influence in particulate reduction as well as fuel consumption at higher loads is not the fuel pressure but the LP-EGR.

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Fig. 14: Impact of Fuel Pressure in combination with EGR on BSFC, particle number at 2000rpm/11bar BMEP

7 Outlook 7.1 Dynamic PN behavior in load step As discussed in section 3, acceleration at cold engine condition contributes to particle emission, especially in the RDEmax test. Particle peaks during transient condition do not correspond to particle emission measured in same load point at steady state conditions [Fig.15]. As a load ramp is associated with an increase in fuel injected per cycle, it can lead to impingement of piston or cylinder liner depending on injection phasing and the surface temperature of the combustion chamber [9]. At stationary operation conditions and at high loads, the surface temperature of piston is high enough to allow fast evaporation of the fuel (depending on coking deposits on piston bowl) in case of impingement. This leads to better air fuel mixture, resulting in a decrease in fuel consumption and particle emissions. On the other hand, if the load ramp is started from low loads with correspondingly low combustion chamber temperatures, the steady state optimized injection phasing can lead to particle emission peaks. This phenomenon is observed until the temperature of impinged surfaces increases to a point where the stationary optimized injection phasing lead to the reduced particle emissions.

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Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements

Fig. 15: Particle peak during dynamic load ramp at constant engine speed

As a particle counter has an intrinsic sample transport delay as well as filter in particle emission measurement, a combustion cycle based light intensity measurement, in this case an optical spark plug, was used to analyze the reasons for particle peaks during transient operation, Fig. 16.

Fig. 16: Optical spark plug: viewing range and allocation of optical channels

Light intensity measurement by optical spark plug allows the localization of area with increased soot radiation due to fast signal dynamic and a crank angle based resolution. Thus, it is possible not only to detect individual cycles, but also to determine the origins of particle emissions within the cylinder. At normal homogeneous combustion without soot radiation, the angular position of light intensity corresponds to the heat release (slight blue radiation of homogeneous flame). Soot radiation has higher light intensity compared to homogeneous combustion and occurs after the flame front reaches pockets of highly enriched mixture and disappears after post-oxidation of soot or cooling down due to expansion cycle.

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Fig. 17: IMEP ramp, light intensity integral of all optical channels over cycles (left), heat release and light intensity during single cycle (right)

The light intensity integral peak as seen clearly in Fig.17 (left) corresponds to the particle emissions peak in Fig. 15 (response time of particle counter not corrected). Increased soot radiation is detected from an optical channel oriented towards the piston, implying piston impingement and pool fire from piston surface. After a short stabilization time, the occurrences of light intensity integral and corresponding particle peaks are no longer present.

7.2 Measures to reduce particle emission at dynamic engine operation The dynamic calibration and ECU function logic should be reworked to decrease particle emission peaks observed under highly dynamic conditions. For instance, a dynamic correction factor for the relatively early injection timings, optimized in warm engine conditions, until piston temperature reaches stationary values is required. The resulting late injection timings could cause cylinder liner impingement and oil dilution. To overcome this drawback, the shifting of injection timings from early to late should be combined with a switch from single to multiple injections to distribute fuel mass over multiple pulses and thus decrease the penetration and impingement of piston or liner. Finally, in case of strong acceleration followed by deceleration combined with fuel cut off, fuel enrichment set point for catalyst purging requires a recalibration.

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8 Conclusion The key aspects of current and future test procedures as well as means of fulfilling the emission targets have been discussed in detail in this paper. The advantages of new technologies like 250bar fuel pressure and of LP-EGR systems have been presented. Furthermore, the best results, be it reduction in fuel consumption or particle emission, are attained not by a single technology alone but a combination of them both. Finally, improvement in the dynamic engine calibration in a broader engine operation area compared to NEDC is necessary to reach the emission targets of future test procedures such as WLTP or RDE.

9 References [1] GRIMM, J.; WINKLER, M.; HARTMANN, R., LENGA, H.; Min, B-H. Potential of Low pressure EGR on gasoline engines. Antrieb und Umwelt, Graz 2014 [2] WINKLER, M.; GRIMM, J.; LENGA, H.; MIN, B.-H. Gasoline Engine Combustion Development for EU 6c Emission Legislation Internationaler Motorenkongress 2014 – Antriebstechnik im Fahrzeug Baden Baden, 2014 [3] RUAN, G.; KIENLE, D.; Becker, M. Doppelfunkenzündung für Ottomotoren mit AGR MTZ-Motortechnische Zeitschrift, Ausgabe 03/2013, Seite 212-216 Wiesbaden, 2013 [4] WINKLER, M.; LEE, S. Ladungswechsel-Phänomene bei einem aufgeladenen DI-Ottomotor 4. MTZ-Fachtagung „Ladungswechsel im Verbrennungsmotor“ Stuttgart, 2011 [5] YEOM, K.; KIM, J.-H.; LEE, H.B.; KIM, H.J. Hyundai-Kia's 1.2L Turbocharged Direct Injection Spark Ignition Engine Development JSAE – 20114252, 2011 [6] PISCHINGER, S. Vorlesungsumdruck Verbrennungsmotoren Band 1 (25. Auflage) Lehrstuhl für Verbrennungskraftmaschinen, RWTH Aachen Aachen, 2005

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Application strategies for air path and injection in light of EU6c requirements

[7] WEBERBAUER, F.; RAUSCHER,M.; KULZER, A.; KNOPF,M.; BARGENDE, M. Allgemein gültige Verlustteilung für neue Brennverfahren MTZ-Motortechnische Zeitschrift, Ausgabe 02/2005, Seite 120-124 Wiesbaden, 2005 [8] WINKLER, M.; GRIMM, J.; HARTMANN, R.; LENGA, H.; MIN, B.-H. Low Pressure EGR for Downsized Gasoline Engines 23. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology 2014 [9] SCHULZ F., SCHMIDT J., KUFFERATH A., SAMENFINK W.: Gasoline Wall Films and Spray/Wall Interaction Analyzed by Infrared Thermography, SAE Int. J. Engines/Volume 7/Issue 3, 13 pages, Detroit 2014 (doi:10.4271/2014-01-1446)

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte beim direkteinspritzenden Ottomotor Dr.-Ing. W. Wiese, Dr.-Ing. A. Kufferath, Dipl.-Ing. A. Storch, Dr.-Ing. P. Rogler Robert Bosch GmbH, Gasoline Systems

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

1 Herausforderungen zukünftiger Emissionsgesetze Auch in den kommenden Jahren wird der Verbrennungsmotor den größten Beitrag zur CO2-Reduzierung liefern. Hier kommt der Benzin-Direkteinspritzung in Verbindung mit Abgasturboaufladung und entsprechendem Downsizing eine Schlüsselrolle zu. Diese Veröffentlichung konzentriert sich auf die Minimierung der relevanten Emissionen, um die weltweit geltenden Gesetzgebungen zu erfüllen. Für diese Aufgabe spielt das Einspritzsystem – maßgeblich der Injektor – gemeinsam mit dem Brennverfahren die dominierende Rolle. In Europa liegt die Herausforderung in der Erfüllung des Partikelanzahl-Grenzwertes für Benzin-Direkteinspritzung, in Nord-Amerika in der Einhaltung der kombinierten NMOG- und NOx-Emissionen sowie eines Partikelmassen-Grenzwertes. Andere relevante Gesetzgebungen implementieren in der Regel die Hauptbestandteile der europäischen und nordamerikanischen Gesetzgebung. Abbildung 1-1 zeigt eine Übersicht der kommenden EU Gesetzgebungen für Partikelanzahl-Grenzwerte. Zukünftig wird die Zertifizierung von Fahrzeugen auf dem „World Harmonized Light Duty Test Cycle“ [WLTC] basieren. Wann der Wechsel vom „New European Driving Cycle [NEDC] zum WLTC stattfindet ist noch nicht endgültig geklärt. Eine zusätzliche Anforderung der EU6 Gesetzgebung zur Partikelreduktion liegt darin, dass die Wirksamkeit der Maßnahmen nicht nur auf die festgelegten Testprozeduren beschränkt wird. 2014

2013

2015

2016

2017

EU6b Emissions Test: NEDC additional testing:

PFI Emissions: PN-limits

GDI

Diesel

2018

2019

2020

2021

EU6c NEDC

2022

“EU7” WLTC

RDE: monitoring only

RDE mandatory :

RDE:

compliance factors open

stringent com. fact.

no PN limit PN: 6*1012 N/km

no PN limit

PN-limit?

Upon choice of manufacturer

PN: 6*1011 N/km PN: 6*1011 N/km

PN: 6*1011 N/km

further emission limits under discussion

Abbildung 1-1: Roadmap der europäischen Gesetzgebung für PN

Vielmehr müssen die Grenzwerte über das gesamte fahrbare Kennfeld signifikant reduziert werden [3]. Zu Redaktionsschluss dieser Veröffentlichung lagen die Bedingungen zur Erfüllung der Gesetzgebung für “Real Driving Emissions” [RDE] noch nicht vor. Die Europäische Kommission hat verschiedene Testzyklen in einem frühen Stadium der RDE Diskussion zur Verfügung gestellt. Diese Zyklen werden “Real Driving Test Sequence” [RTS] genannt und sind seit 09/2011 verfügbar. Die Robert

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Bosch GmbH nutzt den RTSaggressive mit einem Compliance Faktor von 1,5 zur Überprüfung der EU6c Anforderungen. Die herausfordernden Unterschiede im Vergleich zu einem NEDC oder WLTC sind die hohen Beschleunigungen sowie die reduzierte Dauer auf ungefähr 900 s mit entsprechend längerer relativer Kaltphase. Bei der nordamerikanischen Gesetzgebung (LEVIII) liegt die Herausforderung in der Erfüllung des kombinierten NMOG- und NOx-Grenzwertes. Es sind damit besondere Anforderungen an den Kaltstart und das Katalysatorheizen gestellt. Wie bei den Partikelemissionen kann über das Einspritzsystem in Kombination mit der Einspritzstrategie ein großer Beitrag für die Einhaltung der Grenzwerte geleistet werden.

2 Übersicht relevanter Emissionsquellen im Testzyklus Zur Verbesserung der Komponenten des Kraftstoffsystems ist ein detailliertes Verständnis der verschiedenen Emissionsquellen unerlässlich. Abbildung 2-1 zeigt eine Skizzierung der qualitativen PN- sowie kombinierten HC- und NOx-Emissionen in einem schematischen Fahrzyklus. Neben der Kenntnis der relevanten Motorsequenzen ist das Wissen über die korrespondierenden Quellen im Brennraum von großer Bedeutung. In Abbildung 2-2 sind die unterschiedlichen Entstehungsorte der PN- und HCEmissionen aufgezeigt. Das Bild zeigt ein Brennverfahren mit zentral montiertem Injektor. Die PN- und HC-Quellen im Motorbrennraum sind bei seitlicher Einbaulage des Injektors ähnlich. cold

warm

140 c

c

c

c

c

vehicle speed [km/h]

d

HC + NOx

b 100

PN

80 60

40 20

0

a: engine start b: catalyst heating c: load step (cold & warm) d: stationary operation

vehicle speed

PN [#/km], HC+NOx [mg/km]

a 120

time [s]

Abbildung 2-1: Schematische Darstellung der qualitativen PN- sowie kombinierten HC- und NOx-Emissionen

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Die Tabelle in Abbildung 2-2 zeigt die Gewichtung der PN- und HC-Emissionen auf der Grundlage von aktuellem Bosch-Wissen für Mehrlochinjektoren im Homogenbetrieb. Wegen der dominierenden Rolle der Mehrlochinjektoren im Markt, wird sich im Weiteren nur auf diesen Injektortyp konzentriert.

Abbildung 2-2: Hauptquellen für PN- und HC-Rohemissionen (0 ‫ؙ‬geringer Einfluss/neutral, +++ ‫ ؙ‬höchster Einfluss)

Während des Kaltstartvorgangs (a) können die HC-Emissionen in HC aus der Injektor-Leckage und HC aus Wandfilmen im Motorbrennraum aufgeteilt werden. Das HC aufgrund von Injektor-Leckage ist unverbrannter Kraftstoff, der sich im Brennraum seit dem letzten Motor-Stopp angesammelt hat. Daher ist zur Erfüllung der Grenzwerte ein Kraftstoffsystem mit einer sehr geringen Leckage erforderlich. Der Kaltstartanteil beträgt ungefähr 20 % der kumulierten HC-Emissionen in einem optimierten Niedrigstemissionskonzept. Der Kaltstart hat bei einer optimierten Kalibrierung in der Regel keinen relevanten Beitrag zu den PN-Emissionen. Direkt nach dem Motorkaltstart wird das Kat-Heizen aktiviert (b), um den Katalysator so schnell wie möglich auf Betriebstemperatur aufzuheizen. Ziel ist die Maximierung des Abgaswärmestromes bei gleichzeitig niedrigen HC- und PN-Rohemissionen. Wie in Abbildung 2-1 gezeigt, gibt es lediglich bis zum Erreichen der Betriebstemperatur nennenswerte HC-Emissionen. Dieses Kat-Heizen – meist ausgeführt als Homogen Split Betrieb (HSP) – ist zwingend, um HC-Emissionen zu minimieren [4, 5]. Um das System hier unter Berücksichtigung der PN-Emissionen zu optimieren, spielt das Einspritzsystem eine entscheidende Rolle. Gerade im Kat-Heiz-Betrieb ist eine präzise und robuste Zumessgenauigkeit von hoher Bedeutung, was durch eine Injektorregelungsfunktionalität [CVO] sichergestellt wird [6].

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Relevante transiente Bedingungen (c), wie in Abbildung 2-1 gezeigt, sind Änderungen in der Motorlast durch Beschleunigungen. Bei ausreichender Betriebstemperatur und optimiertem Katalysatorlayout sind die HC-Emissionen in Testzyklen durch transiente Vorgänge kaum betroffen. Die PN-Emissionen werden vor allem durch unvollständige Verdampfung von Wandfilmen nahe der Zündung erzeugt [2, 7, 8]. Im kalten Motorbetrieb ist dies deutlich kritischer als im warmen Motorbetrieb. Im warmen Motorbetrieb sind PN-Emissionen von Kolben, Liner und den Einlassventilen bis zu mittleren Lasten gering. Eine relevante Quelle ist hier ein Wandfilm auf einem gealterten Injektor mit Ablagerungen, welche in dieser Veröffentlichung näher beschrieben wird. Mit einem optimierten Injektordesign kann dieser Effekt auf ein Minimum reduziert werden. Bei höheren Lasten sind PN-Emisionen auch von Kolben, Liner und Einlassventilen analog zum kalten Motor zu berücksichtigen. Bei stationären warmen Motorbedingungen (d) sind HC-Emissionen typischerweise vernachlässigbar. Im Gegensatz dazu sind PN-Emissionen auch während Stationärbedingungen relevant und zeigen eine Abhängigkeit von der Motorlast. Für moderate Lasten spielt ein gealterter Injektor die dominante Rolle. Für höhere Lasten müssen PN-Emissionen von Kolben, Liner und Einlassventilen ebenfalls betrachtet werden. Neben den PN-Emissionen, die durch das Einspritzsystem beeinflusst werden, müssen zusätzliche Quellen durch Eintrag von Öl in den Brennraum – insbesondere über Lebenszeit – berücksichtigt werden. Das Öl kann über Turbolader-, Einlassventildichtungen, Kolbenringe und die Kurbelgehäuse-Entlüftung in den Brennraum gelangen. Diese zusätzlichen PN-Quellen sind in der Systemauslegung zu beachten.

3 Methoden und Tools zur PN-Emissions-Analyse Um den Einfluss des Einspritzsystems auf die PN-Emissionen zu isolieren und zu quantifizieren, sind umfassende experimentelle und theoretische Entwicklungsprozessschritte notwendig. Eine Übersicht zur Vorgehensweise und der verwendeten Werkzeuge ist in Abbildung 3-1 dargestellt.

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Abbildung 3-1: Spray- und Brennverfahrensentwicklung bei der Robert Bosch GmbH

Um Wandfilme an der Injektorspitze während und nach der Einspritzung zu untersuchen, wird bei der Robert Bosch GmbH eine Highspeed-Kamera mit einem LongDistance-Mikroskop (LDM) an einer Spraykammer verwendet (Abbildung 3-2).

Abbildung 3-2: Experimenteller Aufbau zur Visualisierung der Injektorspitzenbenetzung

Mit diesem Aufbau können Hochdruckeinspritzventile unter motorrelevanten Bedingungen (Gegendruck, Systemdruck und Kraftstoff-/Injektortemperatur) bzgl. ihres Spitzenbenetzungsverhaltens untersucht werden.

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Auf der rechten Seite ist beispielhaft die benetzte Fläche dargestellt und markiert. Mit dieser Technologie ist nicht nur eine Bewertung der Injektorspitzenbenetzung möglich, sondern es können auch das Öffnungs- und Schließverhalten, die Lochfüllung, die Spraystabilität und der primäre Strahlaufbruch bewertet werden (Abbildung 3-3).

Abbildung 3-3: Injektoranalyse mit einem Long-Distance-Mikroskop

Neben der Injektorkuppenbenetzung ist die Spray-Wand-Interaktion im Brennraum eine weitere wichtige Einflussgröße auf die PN-Emissionen. In diesem Abschnitt wird eine in Zusammenarbeit mit der Universität Magdeburg entwickelte Messtechnik vorgestellt, welche die Untersuchung von Wandfilmen ermöglicht (siehe Abbildung 3-4 und [2]).

Abbildung 3-4: Versuchsaufbau zur Untersuchung von Wandfilmen [2]

Im Allgemeinen können verschiedene Sprayarten und Einbaupositionen mit diesem Versuchsaufbau untersucht werden. Unter einer Quarzglasplatte befinden sich ein Nd/YAG-Laser, welcher den während und nach einer Einspritzung auf der Platte an-

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

gelagerten Kraftstoff zur Fluoreszenz anregt, und eine Kamera, die das Signal dieser Laserinduzierten Fluoreszenz [LIF] aufnimmt. Mit diesem Versuchsaufbau ist eine lokale und integrale Quantifizierung des Wandfilms möglich. Außerdem kann die LIF-Messtechnik auch verwendet werden, um die Benetzung der Injektorspitze zu quantifizieren.

4 Analyse und Optimierung relevanter PN-Quellen Die grundsätzlichen Mechanismen der Partikelbildung in Ottomotoren können in [1] nachgelesen werden. Dieses Kapitel der Analyse und Optimierung ist in zwei Abschnitte unterteilt. Der erste Teil beschreibt das Phänomen PN-Drift, im zweiten Teil wird der Einfluss des Systemdrucks auf die PN-Emissionen untersucht. Abbildung 4-1 zeigt einen signifikanten Anstieg der PN-Emissionen (PN-Drift) innerhalb weniger Stunden in einem stationären Motordauerlauf. Es gibt eine klare Korrelation zwischen dem Anstieg der PN-Emissionen, dem Aufbau von Ablagerungen an der Injektorspitze und dem Rußleuchten im Bereich der Injektorspitze. Auch hier ist ein Kraftstoffwandfilm die Quelle der PN-Emissionen. Zur Zeitraffung wurde hier ein niedriger Raildruck von 5 MPa eingestellt, was die Prozesse deutlich beschleunigt.

Abbildung 4-1: PN-Drift Phänomen eines Mehrlochinjektors

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Abbildung 4-2 zeigt die Ventilspitze nahe eines Spritzloches vom Zeitpunkt kurz vor der Einspritzung bis zum Einspritzende. Man kann deutlich sehen, dass die Oberfläche zum Ende der Einspritzung benetzt ist. Dies führt letztlich zum beschriebenen PN-Drift Phänomen. Im Falle eines sauberen Injektors verdampft der Kraftstoffwandfilm am Injektor nahezu vollständig bis die Flammfront die Injektorspitze passiert. Es entstehen keine relevanten PN-Emissionen an diesem Ort. Im Falle einer verschmutzten Injektorspitze wirken die porösen Ablagerungen wie ein Schwamm mit hoher Speicherwirkung und verlängerter Verdampfungsdauer. Damit verdampft auch noch Kraftstoff zu einem Zeitpunkt, zu dem die Flammenfront die Injektorspitze bereits passiert hat. Hierdurch liegen günstige Bedingungen für eine Rußentstehung vor.

Abbildung 4-2: PN-Drift durch Injektorspitzenbenetzung eines Mehrlochinjektors

Abbildung 4-3 zeigt auf der linken Seite eine schematische Skizze der Kraftstoff- und Gasströmung an der Injektorspitze. Neben den axialen Geschwindigkeitsvektoren gibt es signifikante Querkomponenten.

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Abbildung 4-3: Strömungsfeld innerhalb und nahe der Injektorspitze

Diese führen zu einer stochastischen Benetzung der Vorstufe. Der Kraftstoff breitet sich dann direkt über die Seitenwände der Vorstufe und die Oberfläche der Injektorspitze aus. Zusätzlich erzeugt der Strahl ein Luft-Entrainment, das eine Kraft in Richtung Spraystrahl erzeugt. Auf dieser Grundlage ist für die Reduzierung der Injektorspitzenbenetzung und der daraus resultierenden PN-Drift ein detailliertes Wissen über die Nahfeldphysik notwendig. Neben der LDM-Technik für die phänomenologische Beschreibung der Prozesse ist CFD ein wesentliches Werkzeug für die Optimierung. Das hiermit optimierte Layout (step 1) in Abbildung 4-4 besitzt eine tiefe und enge Vorstufe, welche die Interaktion zwischen Spray und Vorstufe im Hinblick reduzierter Spitzenbenetzung verbessert. Eine weitere Reduktion der Spitzenbenetzung (step 2) kann durch eine optimierte Innenströmung – gestützt durch CFD – erreicht werden.

Abbildung 4-4: Ergebnisse der Optimierung für eine reduzierte Injektorspitzenbenetzung

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Die positive Auswirkung einer reduzierten Spitzenbenetzung auf die PN-Emissionen ist in Abbildung 4-5 dargestellt. Es zeigen sich nur noch geringe Unterschiede zwischen sauberer und verschmutzter Injektorspitze. 7,E+5

PN [-]

6,E+5 5,E+5

basic design

4,E+5

step 1

3,E+5

step 2

2,E+5

clean injector

1,E+5 0,E+0

Low load

Mid. load

High load

Abbildung 4-5: Motorergebnisse mit hinsichtlich PN-Drift optimierten Injektoren

Ein Reduktion der Spitzenbenetzung und damit eine Optimierung der PN-Emissionen ist auch für Injektoren ohne Vorstufe möglich. Hier ist jedoch zu beachten, dass sich Injektoren ohne Vorstufe kritischer bzgl. der Robustheit bei Schlechtkraftstoffen (Durchflussreduktion) verhalten. Eine Bewertung der PN-Potenziale von Konzepten mit und ohne Vorstufe sowie deren Industrialisierbarkeit für einen Großserieneinsatz ist aktuell in Bewertung. Der Systemdruck von DI-Einspritzsystemen liegt derzeit bis zu 25 MPa. Für die nächste Generation wird ein Druck um 35 MPa angestrebt. Ein erhöhter Systemdruck ist eine Robustheitsmaßnahme um PN-Drift zu minimieren und hat gleichzeitig eine positive Auswirkung auf Brennraumwandfilme (siehe exemplarisch Abbildung 4-6).

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

warm engine, medium load 1,E+06

clean injector coked injector

PN emissions [1/ccm]

8,E+05

6,E+05

4,E+05

2,E+05

0,E+00 5

10 20 system pressure [MPa]

35

Abbildung 4-6: Einfluss des Kraftstoff-Systemdrucks auf PN-Emissionen

Abbildung 4-7: Kraftstoffmasse im Wandfilm [in %], relativ zu 5 MPa @ 80°C

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

Die Ursache für die deutliche PN-Reduktion durch Anhebung des Systemdrucks liegt in einem erhöhten Luft-Entrainment und damit einer besseren Interaktion zwischen Gas- und Flüssigphase begründet. Dies verbessert die Gemischbildung und Verdunstung und lässt die Tröpfchen besser der Ladungsbewegung folgen. Details zu dieser Untersuchung sind in [2, 7] veröffentlicht. In Summe wird so die Eindringtiefe des Sprays verringert und damit der Bildung von Wandfilmen durch reduzierte SprayWand-Interaktion entgegengewirkt (siehe Abbildung 4-7).

5 Ergebnisse im Fahrzyklus und Ableitung weiterer Anforderungen an den Mehrlochinjektor Nach der Beschreibung der Methodik gibt dieses Kapitel einen Überblick über aktuelle Ergebnisse in Fahrzeugtests. Die verwendeten Injektoren beinhalten die in Kapitel 4 vorgestellte Optimierung „step 1“. Das System (4 Zyl. TC) wurde mit einem Hochlastprofil-Fahrzyklus vor den Emissionsprüfungen gealtert. Im ersten Schritt wurde der NEDC für die Grundauslegung genutzt. Abbildung 5-1 zeigt die Ergebnisse für ein optimiertes System mit 20 bis 35 MPa Druck im Vergleich zum Referenzsystem. Die Ergebnisse zeigen, dass die Einhaltung des EU6c PN-Grenzwert im NEDC keine Herausforderung darstellt. In naher Zukunft wird der WLTC den NEDC ersetzen, was hinsichtlich RDE keine zusätzliche Herausforderung darstellt. Um das Thema RDE angemessen zu adressieren, wurden die PN-Emissionen im RTSaggressive untersucht (Abb. 5-2).

Reference System: 20MPa, stabilized Optimized System: 20MPa, stabilized Optimized System: 35MPa, stabilized

120

speed [km/h]

1.4·1012

NEDC

1.2·1012

100

1.0·1012

80

8.0·1011

EU6c limit

60

6.0·1011

40

4.0·1011

20

2.0·1011

0

0

200

400

600 time [s]

800

1000

cumulated PN [#/km]

140

0.0·100 1200

Abbildung 5-1: NEFZ mit stabilisierten Injektoren; Referenz und optimiertes System

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Anforderungen an den Mehrlochinjektor zur Erfüllung zukünftiger Emissionsgrenzwerte …

180

1.8·1012

Reference System: 20MPa, stabilized Optimized System: 20MPa, stabilized Optimized System: 35MPa, stabilized

160

speed [km/h]

2.0·1012

RTS aggressive

1.6·1012

140

1.4·1012

120

1.2·1012

100

1.0·1012

EU6c limit x CF 1.5

80

8.0·1011

60

6.0·1011

40

4.0·1011

20

2.0·1011

0

0

100

200

300

400 500 time [s]

600

700

800

cumulated PN [#/km]

200

0.0·100 900

Abbildung 5-2: RTSaggressive mit stabilisierten Injektoren; Referenz und optimiertes System

Das optimierte Einspritzventil erreicht bei einem Systemdruck von 20 MPa aufgrund reduzierter Injektor-PN-Drift und verbesserter Gemischaufbereitung eine signifikante Reduktion der PN-Emissionen von 50 % im Vergleich zum Referenzsystem. Mit einem auf 35 MPa erhöhten Systemdruck wurde eine PN-Reduktion um weitere 50 % erreicht. Die Vorteile des erhöhten Systemdrucks von 35 MPa sind in größerer Robustheit gegenüber PN-Drift und reduzierten PN-Emissionen in den Beschleunigungsphasen zu finden. Dies entspricht den in Kap. 4 vorgestellten Mechanismen zur Wirkweise eines erhöhten Systemdrucks. Aus der konsequenten Umsetzung von 35 MPa im Kennfeld und den Herausforderungen der weltweiten Gesetzgebung leiten sich – neben dem Thema Sprayweiterentwicklung – weitere Anforderungen an den Injektor ab. Diese sind in der Dynamik und der Dichtheit zukünftiger Injektoren zu sehen. Abbildung 5-3 stellt die wichtigsten Ergebnisse und Entwicklungsziele der nächsten Generation (HDEV6) der Bosch DI-Injektoren vor. Auf der linken Seite ist die optimierte Kennlinie dargestellt, mit der sich der Injektor in Kombination mit CVO vom ballistischen Bereich an über die gesamte Kennlinie applizieren lässt. Neben der Kennlinienoptimierung wird die minimal erlaubte Pausenzeit bei Mehrfacheinspritzung signifikant reduziert (siehe mittleres Bild). Somit steht mit dem HDEV6 ein größerer applikativer Freiraum zur Verfügung, der für die individuelle Optimierung eines Brennverfahrens genutzt werden kann. Insbesondere für die Herausforderungen der amerikanischen Gesetzgebung wird die Dichtheit – auch über Laufzeit – für reduzierte HC-Emissionen aus dem Start (siehe Kap. 2) deutlich verbessert.

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Abbildung 5-3: Ergebnisse und Entwicklungsziele HDEV6

Die Fahrzeugergebnisse zeigen, dass die konsequente und detaillierte Analyse der PNQuellen der Schlüssel ist, um die Anforderungen an die EU6c Gesetzgebung zu erfüllen. Der erwähnte Schritt 2 der Injektoroptimierung wird derzeit mit Hilfe der beschriebenen Methoden untersucht. Eine Weiterentwicklung ist notwendig, um steigende Leistungsgewichte und härtere Randbedingungen, z.B. unterschiedliche Kraftstoffqualitäten sicherzustellen. Für das Layout eines Motor-Fahrzeug-Systems muss immer betrachtet werden, dass auch noch zusätzliche PN-Emissionsquellen existieren, die nicht vom Einspritzsystem beeinflusst werden.

6 Zusammenfassung Die weltweite, zukünftige Gesetzgebung stellt die Brennverfahrensentwicklung aktuell vor zwei Herausforderungen. In der EU ist es die Gesetzgebung mit Fokus auf PN in Kombination mit RDE Fahrzyklen ab 2017, während sich die US-Gesetzgebung auf eine schrittweise Verschärfung der kombinierten NMOG- und NOxGrenzwerte konzentriert. Auf Grund der zeitnahen Einführung von RDE in der EUGesetzgebung lag der Fokus dieser Veröffentlichung in der Optimierung der PNEmissionen. Bei der Partikelentstehung in DI-Motoren müssen zwei PN-Quellen unterschieden werden, einerseits PN durch Wandfilme im Brennraum und anderseits PN durch Ablagerungen an der Injektorspitze. Um diese Quellen zu minimieren, ist das Injektordesign zu optimieren und der Systemdruck zu erhöhen. In der Veröffentlichung wurde gezeigt, wie durch eine systematische Verknüpfung von optischer Messtechnik, Simulation und Motor-/Fahrzeuguntersuchungen das PN-Niveau signifikant reduziert werden kann. Daraus abgeleitet wurden die, neben der Spraycharakteristik, notwendigen Eigenschaften zukünftiger DI-Injektoren, welche im HDEV6 mit

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einem Systemdruck von 35 MPa umgesetzt werden. Eine konsequente Weiterentwicklung ist notwendig, um auch den anspruchsvollen Randbedingungen wie z.B. ungünstigen Leistungsgewichten genüge zu tragen.

7 Literatur 1. Eastwood P.: “Particulate Emissions from Vehicles”, John Wiley & Sons Ltd, 2008. – ISBN 978-0-470-72455-2 2. Kufferath A., Samenfink W., Hammer J., Schulz F., Könnig M., Schmidt, J.: Charakterisierung des Wandfilms relevanter Betriebsbedingungen für einen direkteinspritzenden Ottomotor als Grundlage zur Schadstoffminimierung. 10. Tagung Motorische Verbrennung, S. 423-436, München 2011 3. Kufferath A., Berns S., Hammer J., Busch R., Frank M., Storch A.: “ The EU6 Challenge at GDI – Assessment of Feasible System Solutions” 33rd International Vienna Motor Symposium, 04.2012 4. Steimle F., Kulzer A., Schwarzenthal D., Richter H., Romberg C.: „Particle emission analysis in homogeneous direct injection SI engines”, 13. Internationales Stuttgarter Symposium 2013 Automobil- und Motorentechnik, Stuttgart, 03.2013 5. Storch A., Kufferath A., Fischer U., Selder M., Schünemann E.: “TVDI Fuel Efficiency Technology for Worldwide Operation: Injector Design and Combustion System Development”, 9. Internationales Symposium für Verbrennungsdiagnostik, 115-128, 06.2010 6. Schlueter R., Kümpel J., Okuyama H.: “Mechatronic Component Packages within Gasoline Direct Injection Systems and their Impact on OEM-SupplierCooperation”, 7th IFAC Symposium on Advances in Automotive Control, National Olympics Memorial Youth Center, Tokyo, Japan, 09.2013 7. Schulz F., Schmidt J.: “Investigation of fuel wall films using laser-inducedfluorescence,” DIPSI Workshop 2012 on Droplet Impact Phenomena & Spray Investigation, May 2012, Bergamo, Italy 8. Schulz F., Schmidt J., Kufferath A., Samenfink W.: Gasoline Wall Films and Spray/Wall Interaction Analyzed by Infrared Thermography, SAE Int. J. Engines/Volume 7/Issue 3, 13 pages, Detroit

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ÖLVERSORGUNG UND -VERBRAUCH

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_3

Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren – Simulation und Prüfstandsuntersuchungen Prof. Dr. -Ing. Wilhelm Hannibal Sebastian Schütte, M. Eng. Fachhochschule Südwestfalen Iserlohn Dipl. -Ing. Alexander Holzer Technische Universität Kaiserslautern

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

1 Einführung Die Weiterentwicklung von Verbrennungsmotoren ist in den letzten Jahren wieder stärker in den Fokus der Automobilindustrie gerückt, nachdem der Automobilmarkt für elektrifizierte Fahrzeuge sich nur sehr schleppend entwickelt. Die Steigerung der Wirkungsgrade für eine bessere Energieeffizienz ist jedoch nur in kleinen Schritten möglich. Dabei liegt neben der Optimierung von Verbrennung und Ladungswechsel ein Schwerpunkt auf der Reduzierung der Triebwerksreibung. An nahezu allen Komponenten des Verbrennungsmotors werden hierzu Detailoptimierungen durchgeführt. Die Betrachtung des Ölhaushaltes des kompletten Motors macht ebenfalls Sinn, insbesondere wenn es um Optimierungen der Komponenten wie die Ölpumpe, hydraulische Nockenwellenverstellungen, Ölspritzdüsen oder weitere wesentliche vom Motoröl versorgte Bauteile geht. Welche Bauart einer Ölpumpe sich für Verbrennungsmotoren empfiehlt, ist bei der Vielzahl an Konstruktionsprinzipien und der Vielzahl an Regelkonzepten nicht einfach zu überschauen. An dieser Stelle wird versucht, einen systematischen Überblick an Funktions- und Regelmechanismen von Ölpumpen darzustellen und anhand von Prüfstandsuntersuchungen und hydraulischen Simulationen etwas mehr Licht in die Betrachtung des Ölhaushaltes von Verbrennungskraftmaschinen zu bringen. An der Fachhochschule Südwestfalen in Iserlohn werden dafür in einem Forschungsvorhaben unterschiedliche Ölpumpenkonzepte analysiert und verglichen. Mit der Software AMESim kann durch Simulationen der komplette Ölhaushalt von Verbrennungskraftmaschinen abgebildet werden. Der Aufbau der Simulationsmodelle erfolgt modular, so dass auch im Detail an der Optimierung von Einzelkomponenten wie z.B. an einem Kettenspanner Parameterstudien durchgeführt werden können. Das Gesamtziel des Vorhabens ist es, an einem gefeuerten Referenzmotor das Potenzial der Optimierungen aufzuzeigen und die Senkung der CO2-Emissionen nachzuweisen.

2 Zielsetzung Das Ziel des Forschungsvorhabens ist das Sammeln von Erkenntnissen und Erfahrungen auf dem Gebiet des Ölhaushalts von PKW- und Nutzfahrzeugmotoren. So kann langfristig eine Basis für die Entwicklung innovativer Maßnahmen geschaffen werden, die eine Optimierung des Ölhaushaltes ermöglicht und so zur effizienteren Auslegung einer Verbrennungskraftmaschine beiträgt. Der Fokus soll hierbei zunächst auf die Ölpumpe gerichtet werden. Eine Optimierung der Ölpumpe, sei es die Pumpe direkt betreffend, beispielsweise durch Reduzierung der Reibleistung, als auch den kompletten Ölhaushalt betreffend, z.B. durch den Ein-

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

satz verschiedener Regelstrategien, gilt es zu untersuchen. Die resultierenden Effekte sind in Bezug auf den Kraftstoffverbrauch und somit dem CO2-Ausstoß zu bewerten. Die Thematik ist insofern spannend, da durch das breite Aufgabenfeld der Ölpumpe viele Synergieeffekte mit weiteren Motorkomponenten zu erwarten sind, die im Detail bisher noch nicht analysiert wurden. Ein weiterer Schwerpunkt des Vorhabens ist der Aufbau eines parametrischen Simulationsmodells zur Abbildung des Schmierölkreislaufs eines Motors mittels der Software AMESim. Das Modell soll dazu verwendet werden, den Ölbedarf eines Motors in Abhängigkeit von der Motorlast und den Eigenschaften des verwendeten Schmiermittels vorherzusagen. Ferner sollen konstruktive Anpassungen der Pumpe und der Regelmechanismen virtuell erprobt werden, um dessen Potential bereits vor der Untersuchung am Prüfstand abzuschätzen. Ein im Rahmen des Vorhabens neu an der Hochschule aufgebautes Labor beherbergt zwei Tribologieprüfstände, welche hochpräzise Reibmessungen an Motorkomponenten ermöglichen. Hierdurch lassen sich z.B. Kennlinien unterschiedlicher Ölpumpen aufnehmen und die drehzahlabhängigen Strömungs- und Reibungsverluste bestimmen. Die ersten Ergebnisse ausgewählter Messungen sollen an dieser Stelle kurz vorgestellt werden.

3 Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten Im Folgenden soll eine Übersicht über bestehende Ölpumpenkonzepte und zugehörige Regelprinzipien gegeben werden und diesbezüglich der aktuelle Stand der Technik dargestellt werden. Die Basis hierfür ist eine umfassende Patent- und Literaturrecherche, in der insgesamt ca. 3.700 Patentanmeldungen untersucht wurden. Davon erwiesen sich ca. 990 Patentanmeldungen als für die Verbrennungskraftmaschine relevant. Die gesammelten Anmeldungen beruhen auf dem Datenbestand des amtsinternen deutschen Patentinformationssystems „DEPATIS“.

3.1 Klassifizierung der KFZ-Schmierölpumpen Aufgrund der Vielzahl verschiedener Förder- und Regelprinzipien der im Verbrennungsmotor eingesetzten Schmierölpumpen wurde eine Struktur erarbeitet, welche eine systematische Klassifizierung der Schmierölpumpen zulässt (vgl. Abbildung 1). Diese Struktur wurde in einer relationalen Datenbank hinterlegt, welche es ermöglicht, alle zu einem jeweiligen Pumpentyp gefundenen Patentanmeldungen und weiteren Schriftstücke an entsprechender Stelle einzupflegen. So besteht jederzeit Zugriff zu den wichtigsten Informationen und Dokumenten, welche einen bestimmten Typ einer Ölpumpe betreffen. Hierbei wird auf erster Gliederungsebene nach dem Förderprinzip unterschieden. Die zweite Ebene gibt an, ob es sich um eine ungeregelte, eine zwei- oder mehrstufengeregelte oder eine stufenlos geregelte Pumpe handelt. In der

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letzten Ebene wird nach dem Prinzip differenziert, wie die Regelung des Volumenstroms und somit des Systemdrucks realisiert wird.

Abbildung 1: Klassifizierung der KFZ-Schmierölpumpen

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3.2 Aufgaben der Schmierölpumpe Die Schmierölpumpe hat als Teil des Ölkreislaufs die Funktion, das Motoröl oberhalb der Ölwanne anzusaugen und dem Motor zur Verfügung zu stellen. Der Ölkreislauf ist bei modernen Motoren dabei stets als Druckumlaufschmierung im geschlossenen System ausgebildet. Die Ölpumpe übernimmt eine Vielzahl hydraulischer Aufgaben.

Abbildung 2: Schematischer Schmierölkreislauf eines Verbrennungsmotors [1]

Zunächst muss das Öl allen in Relativbewegung zueinander stehenden Motorkomponenten zugeführt werden, um die Reibung zwischen den Komponenten zu minimieren und Verschleiß vorzubeugen. Hierbei muss stets die Ausbildung eines hinreichend großen Schmierfilms gewährleistet sein, wozu in Abhängigkeit von der Drehzahl ein bestimmter Druck in der Ölgalerie benötigt wird. Bei gegebener Fördermenge stellt sich dieser Druck als Staudruck über den einzelnen Schmierstellen ein. Zu erwähnen sind hierbei beispielsweise die Lagerstellen von Nocken-, Kurbel- und Ausgleichswellen sowie für aufgeladene Motoren die Lagerstellen von Abgasturbolader bzw. Kompressor.

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Ferner müssen sämtliche hydraulische Stellelemente, wie z.B. der Kettenspanner, der hydraulische Ventilspielausgleich und die Phasensteller der Nockenwelle mit Öl befüllt und mit einem hinreichend hohen Öldruck zur Kraftübertragung beaufschlagt werden. Die Schmierölpumpe trägt weiterhin zum Thermomanagement des Motors bei, indem der geförderte Ölstrom zum Wärmetransport genutzt wird. So dient das Motorenöl zum schnellen und homogenen Durchwärmen des Motors beim Kaltstart, wobei der Ölfluss mittels eines Thermoventils vom Ölkühler abgeschnitten wird. Bei höheren Temperaturen schließt das Thermoventil und das Öl wird durch den Ölkühler geführt, wodurch ein Wärmeaustausch mit der Umgebungsluft bzw. dem Kühlmittel bewerkstelligt wird. Zudem werden die Kolben bei hoher Belastung durch die Ölspritzdüsen gekühlt. Weitere Aufgaben des Schmiersystems und damit der Ölpumpe sind der Abtransport von Verbrennungsrückständen, Verschleißpartikeln und sonstigen festen als auch flüssigen Fremdstoffen jeder Art, der Schutz der Motorkomponenten vor Korrosion, die Dämpfung von Geräuschen und Vibrationen sowie die Feinabdichtung der Spalte zwischen Kolbenring und Zylinderwand sowie Ventilschaft und Ventilführung.

3.3 Übersicht über die Förderprinzipien Die Anzahl der am Markt befindlichen Ölpumpenkonzepte ist sehr groß, für den Einsatz im Verbrennungsmotor haben sich jedoch insbesondere Innenzahnradpumpen, Außenzahnradpumpen, Flügelzellenpumpen und in begrenztem Maße auch Pendelschieberpumpen durchgesetzt. Die unterschiedlichen Bauformen sollen an dieser Stelle näher beschrieben werden.

3.3.1 Außenzahnradpumpen Außenzahnradpumpen bestehen aus einem Gehäuse, in dem in der Regel zwei meist gleichgroße und miteinander im Zahneingriff stehende Zahnräder in Gleit- oder Wälzlagern drehbar gelagert sind. Eines der beiden Zahnräder wird hierbei, je nach Ausführung der Pumpe als Sumpf- oder Kurbelwellenpumpe, direkt oder über Kette und Kettenrad von der Kurbelwelle angetrieben und treibt selbst wiederum das zweite Zahnrad in entgegengesetzter Drehrichtung an. Das Schmieröl wird von den beiden Zahnrädern vom Saug- zum Druckstutzen der Pumpe gefördert, indem es in den Lücken benachbarter Zähne jedes Zahnrads entlang der Innenwand des Gehäuses mitgeführt wird. Die Abdichtung zwischen dem Saug- und dem Druckstutzen der Pumpe erfolgt durch ein möglichst geringes axiales sowie radiales Spiel zwischen den Zahnrädern und der Gehäusewand. Der Rückfluss des Öls von der Druck- zur Saugseite hin wird durch das Kämmen der Zahnräder selbst verhindert.

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Abbildung 3: Außenzahnradpumpe und deren Förderprinzip [2]

Die Vorteile der Zahnradpumpe liegen in der einfachen, sehr robusten Bauweise und in der möglichen Verwendung bis in Druckbereiche von 30-40 bar ohne Spaltkompensation. Zudem ist ein kavitationsfreier Lauf im gesamten Drehzahlspektrum des Motors möglich.

3.3.2 Innenzahnradpumpen Gekennzeichnet sind Innenzahnradpumpen durch ein innenverzahntes und ein außenverzahntes Zahnrad, welche um eine halbe Zahnhöhe exzentrisch zueinander versetzt sind. Der Antrieb der Pumpe erfolgt in der Regel am außenverzahnten Rad, für bestimmte Einsatzzwecke kann jedoch auch ein Antrieb über das innenverzahnte Rad erfolgen. Die Drehzahlkopplung des nicht angetriebenen Rades erfolgt dabei stets über die Verzahnung selbst, die Drehrichtung der beiden Zahnräder ist gleich. Gegenüber der im Zahneingriff befindlichen Seite der Räder gleiten die Zahnköpfe, je nach Wahl der Zähnezahlen, entweder aufeinander ab, oder an einem sichelförmigen Element vorbei, welches als Füllstück dient. Man unterscheidet deshalb zwischen Innenzahnradpumpen mit und ohne Sichel. Sichellose Innenzahnradpumpen werden in der Praxis häufig auch als Zahnringpumpe bezeichnet. Die Auslegung der Zähnezahlen von Innen- und Außenrad erfolgt bei den sichellosen Innenzahnradpumpen stets so, dass die Zähnezahl des innenverzahnten Rades um einen Zahn größer ist als die des außenverzahnten Rades. Abbildung 4 beschreibt die Wirkungsweise der sichellosen Innenzahnradpumpe. Bedingt durch die exzentrische Anordnung der beiden Zahnräder entfernen sich die Zähne ausgehend vom Punkt der größten Überdeckung zunächst graduell voneinander.

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Abbildung 4: Sichellose Innenzahnradpumpe und deren Förderprinzip [3]

Durch die hiermit verbundene Volumenvergrößerung zwischen den Zahnlücken entsteht ein Unterdruck, der zum Ansaugen des Schmieröls führt. Mit zunehmender Drehung überschneiden sich die Kopfkreise, woraufhin der Verdrängungsvorgang beginnt. Das Schmieröl wird dabei zwischen den Zahnlücken transportiert, ein Rückströmen wird durch die Flankenberührung der Zähne sowie dem tangentialen Abgleiten der Zahnköpfe von Außen- und Innenzahnrad verhindert.

Abbildung 5: Innenzahnradpumpe mit Sichel und deren Förderprinzip [4]

Bei den Innenzahnradpumpen mit Sichel fällt die Differenz der Zähnezahlen von Innen- und Außenzahnrad größer aus. Die Zahnköpfe von Innen- und Außenzahnrad gleiten demnach ab einem bestimmten Drehwinkel nicht mehr aufeinander ab, weshalb ein sichelförmiges Dichtelement eingesetzt werden muss, welches ein Rückströmen des Öls verhindert.

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3.3.3 Flügelzellenpumpen Flügelzellenpumpen bestehen aus einem kreisförmigen Hohlzylinder, dem Stator, in welchem ein Rotor eine Drehbewegung ausführt. Die Drehachse des Rotors ist dabei exzentrisch zur Achse des Stators angeordnet. Der Rotor ist mit mehreren Radialschlitzen versehen, in denen die sogenannten Drehschieber oder auch Verdrängerflügel beweglich gelagert sind. Die Drehschieber wiederum werden durch einen koaxial zum Stator angeordneten Laufring auf einer Kreisbahn geführt. Die Trennung von Druck- und Saugraum erfolgt durch eine Linienberührung von Rotor und der Innenwand des Stators. Der Transport des Öls erfolgt innerhalb der zwischen zwei Verdrängerflügeln sowie der Außenwand des Rotors und der Innenwand des Stators gebildeten Zelle. Die Volumenveränderung erfolgt kontinuierlich.

Abbildung 6: Konstruktiver Aufbau einer Flügelzellenpumpe und zugehöriges Förderprinzip [5]

Der größte Vorteil der Flügelzellenpumpen liegt in der sehr guten Regelbarkeit des Volumenstroms. Nachteilig sind jedoch der komplizierte konstruktive Aufbau und die verhältnismäßig große Anzahl an Reibflächen.

3.3.4 Pendelschieberpumpen Die Pendelschieberpumpe ist eng verwandt mit der Flügelzellenpumpe. Anders als bei dieser werden bei der Pendelschieberpumpe jedoch pendelförmige Elemente drehbar in einem äußeren Rotor gelagert und über einen exzentrisch angeordneten Innenrotor geführt. Dabei entsteht jeweils zwischen zwei Pendeln eine in sich sehr dichte Förderzelle. Bei einer Drehbewegung des inneren Rotors wird der äußere Rotor mitgenommen. Die Pendel wälzen dabei in der Nut des Innenrotors ab, die hierbei entstehende Bewegung ist ähnlich derjenigen beim Abwälzen einer Evolventenverzahnung. Dadurch ergibt sich gegenüber der Flügelzellenpumpe ein Vorteil in Bezug auf die Reib-

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leistung, der sich allerdings aufgrund des großen Reibdurchmessers des rotierenden äußeren Rotors zum Teil wieder relativiert. Durch die gute Abdichtung der Förderzellen untereinander ergibt sich ein hoher volumetrischer Wirkungsgrad. Weitere Vorteile sind die Unempfindlichkeit gegen Verschmutzungen und abrasive Partikel, der breite Einsatzbereich in Bezug auf Förderdruck und -volumen sowie die sehr gute Regelbarkeit.

Abbildung 7: Pendelschieberpumpe und deren Förderprinzip [6]

3.4 Regelung von Schmierölpumpen Die Anforderungen der verschiedenen Ölverbraucher in einer Verbrennungskraftmaschine an Öldruck und Fördervolumen sind unterschiedlich. Die Lager der Nockenwelle und der Kurbelwelle benötigen zur Ausbildung eines hinreichend dicken Schmierfilms beispielsweise jederzeit einen bestimmten Ölvolumenstrom, während hydraulische Stell- und Regelelemente wie z.B. der Kettenspanner der Steuerkette oder die Phasensteller der Nockenwelle einen bestimmten Öldruck zur Verfügung gestellt bekommen müssen. Die Auslegung der Pumpe auf einen MindestÖlvolumenstrom und -druck erfolgt deshalb für den Heißleerlauf, d.h. bei niedriger Motordrehzahl und niedriger Ölviskosität. Zwangsläufig bedeutet dies, dass trotz des mit steigender Motordrehzahl wachsenden Ölbedarfs des Motors die effektive Fördermenge der Pumpe stets über dem tatsächlichen Ölbedarf des Verbrennungsmotors liegt. Da die Drosselverluste an den einzelnen Verbrauchern zum Quadrat mit der Strömungsgeschwindigkeit des Öls ansteigen, erhöht sich dementsprechend auch der Öldruck im Schmierölkreislauf. Bei ungeregelten Pumpen muss daher überschüssiger Volumenstrom ab einem bestimmten Gegendruck über ein Druckbegrenzungsventil in den Ölsumpf abgeführt werden. Hierbei wird ein großer Teil der hydraulischen Energie in Wärme umgewandelt und ist somit nicht mehr nutzbar.

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Abbildung 8: Ölbedarf bisheriger und aktueller Verbrennungsmotoren [7]

In Abbildung 8 wird qualitativ der Ölbedarf bisheriger und neuer Verbrennungsmotoren verglichen. Für neue Motoren muss schon bei niedrigen Drehzahlen ein relativ hoher Ölvolumenstrom zur Verfügung gestellt werden. Verantwortlich dafür ist die Vielzahl an Verbrauchern und hydraulischen Steuer- und Regelelementen. Dies erhöht die Diskrepanz zwischen dem tatsächlichen Ölbedarf und der Fördermenge der Schmierölpumpe in höheren Drehzahlbereichen erheblich. Während bei bisherigen Motoren die durch Abfuhr des überschüssigen Volumenstroms über das Druckbegrenzungsventil verlorene Leistung bei Maximaldrehzahl ca. 100 % der benötigten Leistung entspricht, wären dies bei aktuellen Motoren bis zu 600 % [7]. Moderne Regelkonzepte zielen deshalb darauf ab, die Förderleistung der Pumpe an die tatsächliche Motorschluckmenge anzupassen. Diese Regelkonzepte sollen nachfolgend kurz vorgestellt werden.

3.4.1 Zwei- oder Mehrstufenregelung Bei der Zwei- oder Mehrstufenregelung wird statt einer herkömmlichen einstufigen Ölpumpe eine zwei- oder mehrstufige Ölpumpe eingesetzt, deren Förderstufen parallel geschaltet sind. So lässt sich in Bereichen niedriger Drehzahlen eine hohe Förderleistung realisieren. Die Verbraucher werden dementsprechend frühzeitig mit einer ausreichend

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hohen Fördermenge versorgt. Mit steigender Drehzahl lassen sich dann nach und nach die weiteren Pumpenstufen abschalten. Dies kann beispielsweise mittels eines druckgesteuerten Ventils erfolgen, welches die abzuschaltende Förderstufe mit der Saugseite der ersten Pumpenstufe kurzschließt [7]. Eine elegantere und effizientere Möglichkeit ist es jedoch, die Abschaltung einer Pumpenstufe durch die Unterbrechung der Antriebsverbindung zu realisieren. Ein entsprechendes System lässt sich in der Offenlegungsschrift DE 19950206 A1 einsehen (vgl. Abbildung 9). Geht die Drehzahl und somit der Systemdruck zurück, werden die abgeschalteten Pumpenstufen wieder zugeschaltet.

Abbildung 9: Zweistufige, antriebskombinierte Zahnradpumpe [8]

Der Vorteil gegenüber konventionellen, ungeregelten Ölpumpen besteht in der mit zunehmender Stufenzahl immer besseren Anpassung an den tatsächlichen Ölbedarf der Verbrennungskraftmaschine. Hierbei ist jedoch immer ein Kosten-Nutzen-Vergleich anzustellen, weshalb eine Begrenzung auf zwei bzw. drei Stufen sinnvoll erscheint.

3.4.2 Kontinuierlich variable Regelung Diese Form der Regelung ist dadurch gekennzeichnet, dass durch eine kontinuierliche Veränderung des Fördervolumens einer meist einstufigen Schmierölpumpe eine Anpassung an den Ölbedarf des Motors erfolgt. Die Regelung kann dabei auf die Einstellung eines oder mehrerer definierter Druckniveaus abzielen, es ist jedoch auch möglich, eine stufenlose Regelung des Drucks vorzunehmen. Hierzu wird in den meisten Fällen ein in die Pumpe integriertes Regelorgan mit einem Regeldruck beaufschlagt. Dieser Regeldruck entspricht bei der sogenannten direkten Regelung dem Pumpendruck, bei der indirekten Regelung dem Hauptgaleriedruck (vgl.

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 10). Bei der direkten Regelung stellt sich somit der vorgegebene Solldruck unabhängig von der Motordrehzahl und der Temperatur direkt hinter der Pumpe ein, bei der indirekten Regelung in der Hauptgalerie. Der Vorteil der direkten Regelung liegt in dem einfachen, sehr kostengünstigen Aufbau. Nachteilig ist jedoch, dass je nach Anzahl der Verbraucher und Strömungswiderstände bis zur Hauptgalerie ein bestimmter Druckverlust eintritt, welcher nicht automatisch von der Regelung kompensiert werden kann. Da das Auslegungskriterium auch hier wieder der Heißleerlauf ist, kann sich bei niedrigen Drehzahlen und niedrigen Temperaturen ein zu hoher Druck in der Hauptgalerie einstellen, welcher zu unnötig hohen hydraulischen Verlusten führt. Moderne Regelkonzepte beruhen deshalb stets auf einer indirekten Regelung.

Abbildung 10: Vergleich zwischen indirekter und direkter Regelung [9]

Bei der Regelung auf mehrere Druckniveaus besteht das in die Pumpe integrierte Regelorgan aus mehreren voneinander unabhängigen Wirkflächen. Die Anzahl der Wirkflächen entspricht der Anzahl der zu realisierenden Druckstufen. Eine Wirkfläche wird hierbei ständig mit Druck beaufschlagt und repräsentiert so das höchste Druckniveau, die weiteren Wirkflächen können mittels eines Magnetventils zu- und abgeschaltet werden. Die Ansteuerung des Magnetventils geschieht über das Motorsteuergerät und ist abhängig von Motordrehzahl und Öltemperatur. In der Praxis üblich ist aus Kosten- und Komplexitätsgründen jedoch die Regelung auf zwei Druckniveaus. Es sind zwar auch mehrere Druckstufen denkbar, allerdings bietet sich hier eher eine stufenlose Regelung an, welche das potenziell größte Einsparpotenzial bietet. Abbildung 11 zeigt, wie eine Regelung auf zwei Druckstufen erfolgen kann. Bei der stufenlosen Regelung verfügt das in die Pumpe integrierte Regelorgan nur über eine Wirkfläche. Die Druckbeaufschlagung dieser Fläche wird mittels eines 3/2Wege Proportionalventils gesteuert (vgl. Abbildung 12). Die Stellung des Proportio-

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

nalventils wird vom Motorsteuergerät vorgegeben, welches dazu jedoch stets eine Rückkopplung über einen in die Hauptgalerie integrierten Drucksensor benötigt.

Abbildung 11: Schema einer Regelung auf zwei Druckstufen [9]

Abbildung 12: Schema einer stufenlosen Regelung [9]

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Eine weitere Möglichkeit der stufenlosen Regelung ist der Einsatz elektrischer Ölpumpen. Dies ermöglicht die größtmögliche Flexibilität im Hinblick auf Fördermenge und Öldruck (vgl. Abbildung 13). Ebenfalls denkbar ist der Einsatz teilelektrischer Systeme. Hier wird die Regelfunktion nicht über eine Druckbeaufschlagung des Regelorgans realisiert, sondern über die Kopplung einer Verstelleinrichtung mit einem elektrischen Aktor (vgl. Abbildung 14). In beiden Fällen gibt dabei das Motorsteuergerät die Drehzahl der Ölpumpe bzw. die Stellung des Aktors vor.

Abbildung 13: Schema einer elektrischen Ölpumpe

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 14: Schema einer elektrisch betätigten Regelung

Verschiedene Konzepte elektrisch betätigter Regelölpumpen lassen sich in der Offenlegungsschrift DE 102005034712 A1 einsehen. Die Anpassung der Fördermenge an den Bedarf des Motors erfolgt hierbei so, dass das Motorsteuergerät die Öltemperatur, die Motordrehzahl und die Motorlast erfasst und dem elektromechanisch ansteuerbaren Aktor eine anhand dieser Daten aus Kennfeldern ermittelte, zu erzeugende Stellkraft vorgibt. Die Konstruktion ist dabei stets so gestaltet, dass bei Ausfall des Aktors die Pumpe in die Stellung maximaler Fördermenge übergeht.

Abbildung 15: Konzepte variabler Ölpumpen mit elektrischer Betätigung [10]

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3.5 Praktische Umsetzung der Regelprinzipien 3.5.1 Volumenstromvariable Außenzahnradpumpe Bei einer volumenstromvariablen Außenzahnradpumpe (vgl. Abbildung 16) ist ein Zahnrad auf einer Verschiebeeinheit angeordnet, die durch anliegenden Öldruck gegen eine Rückstellfeder und einen in der Kammer wirkenden Regeldruck verschiebbar ist. Hierbei wird der axiale Zahneingriff eines Zahnrads variiert, wodurch eine Verstellung der Fördermenge möglich ist.

Abbildung 16: Zweiflutige Außenzahnrad-Regelölpumpe [11], [12]

Ein nahe der Verschiebeeinheit angeordneter Regelkolben, der vom zu regelnden Öldruck beaufschlagt ist, steuert über den variablen Regeldruck die Position der Verschiebeeinheit und damit die Fördermenge. Abweichungen vom Soll-Öldruck werden vom Regelkolben automatisch durch eine entsprechende Anpassung der Fördermenge korrigiert [11]. Eine weitere Möglichkeit zum Aufbau einer volumenstromvariablen Außenzahnradpumpe besteht darin, die Zahnräder nicht axial relativ zueinander zu verschieben, sondern den Achsabstand derselben zu verändern und damit die Tiefe des Kämmeingriffs zu variieren. Hierbei bestimmt der vorliegende Öldruck in Verbindung mit einer in der Druckkammer erzeugten Gegenkraft durch Feder und/oder Druckbeaufschlagung den betragsmäßigen Achsversatz, der dem gewünschten, von der Pumpe zu erzeugenden Druck entspricht. Das Funktionsprinzip einer solchen Pumpe ist in der Offenlegungsschrift DE 3840909 A1 dargestellt (vgl. Abbildung 17).

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 17: Volumenstromregelung über Anpassung des Achsversatzes [13]

3.5.2 Volumenstromvariable Zahnringpumpe Bei den Zahnringpumpen lässt sich eine Variabilität der Fördermenge beispielsweise dadurch erreichen, dass das Innenzahnrad der Pumpe in einem Exzenterring drehbar gelagert ist. Der Exzenterring ist wiederum im Gehäuse drehbar gelagert, und die Winkellage des Exzenterrings ist relativ zum Gehäuse verstellbar. Hierdurch kann das Verdrängervolumen der Pumpe verändert werden. Ein entsprechender Mechanismus findet sich in der Offenlegungsschrift DE 10037891 A1. In der Praxis ist der Exzenterring mit einer Verzahnung versehen und kann so im Gehäuse abrollen, was eine schnelle und reibungsarme Regelung ermöglicht. Die praktische Umsetzung dieses Regelkonzeptes ist in Abbildung 19 dargestellt.

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Abbildung 18: Patentanmeldung einer variablen Zahnringpumpe der Fa. SHW [14]

Abbildung 19: In Serie eingesetzte volumenstromvariable Schmierölpumpe [15]

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Ähnlich den volumenstromvariablen Außenzahnradpumpen gibt es Überlegungen, die Fördermenge der Pumpe über die Anpassung der Überdeckung zwischen Innenzahnrad und Außenzahnrad zu steuern. Dazu wird eine axiale Verschiebung des Außenrotors in Bezug zum Innenrotor vorgenommen, so beschrieben in der Offenlegungsschrift DE 102008056629 A1 (vgl. Abbildung 20).

Abbildung 20: variable Zahnringpumpe der Fa. Audi AG [16]

3.5.3 Volumenstromvariable Flügelzellenpumpen Das Fördervolumen lässt sich bei Flügelzellenpumpen auf zwei Arten verändern. Möglich ist ein Schwenken des exzentrisch angeordneten Stators der Pumpe um einen festen Drehpunkt oder die lineare Verschiebung des Stators zum Rotor. Die Flügel der Pumpe werden dabei jeweils durch den Laufring auf ihrer Bahn gehalten. Erstgenanntes Konzept wird beispielsweise in der Patentschrift DE 102011086175 B3 beschrieben, das zweite Konzept ist in der Offenlegungsschrift DE 102012204424 A1 dargestellt.

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Abbildung 21: Variabilität durch Schwenken des Exzenters um festen Drehpunkt [17]

Abbildung 22: Variabilität durch lineare Verschiebung des Stators [18]

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3.5.4 Volumenstromvariable Pendelschieberpumpen Aufgrund der engen Verwandtschaft der Pendelschieberpumpe mit der Flügelzellenpumpe sind auch die Regelkonzepte sehr ähnlich. So erfolgt die Regelung der Fördermenge einer Pendelschieberpumpe genau wie bei der Flügelzellenpumpe entweder über das Schwenken des exzentrisch angeordneten Rotors um einen festen Drehpunkt innerhalb des Pumpengehäuses [19] oder durch lineare Verschiebung des Stators relativ zum Rotor [20].

Abbildung 23: Volumenstromvariable Pendelschieberpumpe der Fa. Audi AG [19]

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Abbildung 24: Volumenstromvariable Pendelschieberpumpe der Fa. Daimler AG [20]

4 Ölkreislaufsimulation Das im Rahmen des Forschungsvorhabens mittels AMESim aufgebaute Simulationsmodell erlaubt es, den Ölbedarf eines Verbrennungsmotors in Abhängigkeit von dessen Lastzustand und den Eigenschaften des eingesetzten Schmiermittels vorherzusagen. Dabei sind sowohl statische als auch dynamische Untersuchungen möglich. Ziel ist es, den Einfluss von Änderungen am Ölhaushalt des Motors zu erkennen, um Ansätze möglicher konstruktiver Anpassungen der Schmierölpumpe erarbeiten zu können. Ferner soll das Simulationsmodell die Untersuchung verschiedener Regelkonzepte seitens der Schmierölpumpe ermöglichen, und dabei über die Simulation der aufzubringenden hydraulischen Leistung direkte Rückschlüsse auf das Kraftstoffeinsparpotenzial zulassen. Das Simulationsmodell stellt deshalb ein wichtiges Werkzeug im Rahmen der zukünftigen Entwicklung von Konzepten zur Effizienzsteigerung von Schmierölpumpen und des gesamten Ölhaushalts innerhalb des Forschungsvorhabens dar.

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4.1 Aufbau des Simulationsmodells Das Simulationsmodell ist modular und parametrisch aufgebaut, was eine einfache Erweiterung und Anpassung des Modells an verschiedene, zu untersuchende Motortypen ermöglicht. Die modulare Gestaltung erlaubt außerdem einen Austausch einzelner Komponenten, um beispielsweise einen direkten Vergleich zwischen einer geregelten und einer ungeregelten Pumpe unter sonst gleichen Einsatzbedingungen herstellen zu können. Der Aufbau des Modells orientiert sich zum Zeitpunkt dieser Veröffentlichung an einem modernen, aufgeladenen Reihen-4-Zylinder-Motor. Die Pumpe sei hierbei direkt im Ölsumpf angeordnet und fördert das Öl an die folgenden Verbraucher (vgl. Abbildung 25): – Kurbelwellenlager, – Pleuellager, – Nockenwellenlager, – Ausgleichswellenlager, – Lager des Abgasturboladers,

– Vakuum- und Einspritzpumpe, – Ölspritzdüsen der Kolbenkühlung, – Kettenspanner, – Nockenwellen-Phasensteller, – Hydr. Ventilspielausgleich.

Abbildung 25: Schematische Darstellung des im Modell abgebildeten Ölkreislaufs

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Aufgrund der Komplexität des Gesamtmodells sei auf eine vollständige Darstellung und Beschreibung verzichtet. Stattdessen werden an dieser Stelle exemplarisch einige Teilmodule des Systems vorgestellt.

4.1.1 Volumetrische Pumpe Bei dem für den ersten Aufbau des Simulationsmodells verwendeten Pumpentyp handelt es sich um eine ideale Verdrängerpumpe mit variablem Fördervolumen ohne Spaltverluste und ohne mechanische Verluste. Der Förderstrom wird vom System unter Kenntnis der Rotordrehzahl, des Verdrängervolumens, der Druckdifferenz zwischen Saug- und Druckstutzen, sowie des Signals am Regeleingang berechnet. Der Regelmechanismus basiert auf Signalbausteinen. Zwei Rechenbausteine berechnen je nach Galeriedruck einen Wert zwischen 0 und 1, mit denen der Regeleingang der Pumpe beaufschlagt wird. Der Wert 1 steht hierbei für die maximale Fördermenge, der Wert 0 für einen vollständig heruntergeregelten Förderstrom. Vorgesehen ist eine indirekte Regelung auf 2 diskrete Druckstufen mit 2 bzw. 4 bar. Hierbei übernimmt jeweils ein Rechenbaustein die Berechnung des Regelsignals für die erste bzw. die zweite Druckstufe. Ein Signalumschalter, welcher mit der Motordrehzahl gekoppelt ist, bestimmt, welches Signal an die Pumpe übergeben wird. Die Umschaltung zwischen der ersten und der zweiten Druckstufe erfolgt ab einer Motordrehzahl von 3.500 1/min.

Abbildung 26: Simulationsmodell der volumenstromvariablen Pumpe

Das simulierte Kennfeld der volumenstromgeregelten Pumpe ist in Abbildung 27 dargestellt. Es zeigt den Pumpendruck und den geförderten Volumenstrom über der Pumpen- bzw. Motordrehzahl. Bis zu einer Drehzahl von ca. 1.300 1/min ist ein an-

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

nähernd linearer Anstieg von Druck und Volumenstrom zu verzeichnen. Anschließend greift die Regelung, und der Druck wird annähernd konstant auf 2 bar gehalten. Ab einer Motordrehzahl von 3.500 1/min setzt die Umschaltung auf eine höhere Druckstufe ein, der Druck wird auf 4 bar eingeregelt.

Abbildung 27: Simuliertes Kennfeld der volumenstromvariablen Pumpe (TÖl = 40 °C; 15W40)

4.1.2 Kurbeltrieb Das Modul „Kurbeltrieb“ soll zur Erfassung des Ölverbrauchs der KurbelwellenGrundlager und der Pleuellager dienen. Hierbei muss beachtet werden, dass die Pleuellager über Bohrungen im Hubzapfen der Kurbelwelle mit Öl versorgt werden. Durch die Rotation der Kurbelwelle wirken hierbei Fliehkräfte auf das Öl, welche bei der Simulation durch entsprechende Bausteine berücksichtigt werden. Die Lagerung von Kurbelwelle und Pleuel geschieht über Gleitlager. Gewünscht ist die Einstellung eines hydrodynamischen Schmierungszustands, bei dem die Welle und das Lager vollständig durch einen tragfähigen Schmierfilm voneinander getrennt sind. Es findet also keine metallische Berührung zwischen den Reibpartnern statt. Dieser Zustand wird als Flüssigkeitsreibung bezeichnet. Flüssigkeitsreibung zeichnet sich durch eine geringe Reibleistung und annähernde Verschleißfreiheit aus.

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 28 zeigt das Simulationsmodell des Kurbeltriebs mit den Kurbelwellenund den Pleuellagern. Die Lagerkräfte und die Kraftangriffswinkel werden den Lagerbausteinen mittels Sender und Receiver übergeben. Es sind immer jeweils ein Kurbelwellenlager und ein Pleuellager räumlich zusammengefasst. Das linke Lager stellt dabei das Pleuellager dar, das rechte Lager das Kurbelwellenlager.

Abbildung 28: Simulationsmodell der Hauptgalerie mit Kurbelwellen- und Pleuellagern

4.1.3 Zylinderkopf Das Zylinderkopfmodul soll die Lagerstellen der Nockenwellen und den hydraulischen Ventilspielausgleich abbilden. Der Ventilspielausgleich wird hier vereinfacht durch eine Blende je Ventil realisiert, was für eine erste Begutachtung des Öldurchsatzes ausreichend ist. Die beiden Nockenwellen sind jeweils an 5 Stellen in hydrodynamischen Gleitlagern gelagert. Die hierfür verwendeten Simulationsbausteine entsprechen im Wesentlichen denjenigen, die für den Aufbau der Hauptlagerstellen eingesetzt wurden. Sie unterscheiden sich lediglich durch den verwendeten Submodell-Typ und die Parametrisierung. Abbildung 29 zeigt den Öldurchsatz eines Nockenwellenlagers bei aktiver Regelung der Ölpumpe auf zwei diskrete Druckstufen. Die Öltemperatur beträgt 70 °C, bei dem eingesetzten Motoröl handelt es sich um ein Mehrbereichsöl (15W40). Der Stufensprung von 2 bar auf 4 bar erfolgt bei einer Motordrehzahl von 3.500 1/min, was einer Nockenwellendrehzahl von 1.750 1/min entspricht. Der Druckabfall von der Hauptgalerie hin zu den Lagerstellen der Nockenwellen beträgt in etwa 38 %. Bei niedriger Druckstufe beträgt der Öldurchsatz durch ein Nockenwellenlager 0,6 l/ min, bei hoher Druckstufe 1,1 l/min. Der Aufbau des Simulationsmodells vom Zylinderkopf ist in Abbildung 30 dargestellt.

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 29: Öldurchsatz eines Nockenwellenlagers bei Regelung auf 2 Druckstufen

Abbildung 30: Simulationsmodell des Zylinderkopfs

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4.1.4 Ausgleichswellen Bei einem Reihen-4-Zylinder-Viertaktmotor treten faktisch keine freien Massenkräfte und -momente erster Ordnung auf. Durch die unterschiedliche Geschwindigkeit der sich nach oben und unten bewegenden Kolben summieren sich jedoch die Massenkräfte zweiter Ordnung. Der Ausgleich dieser Kräfte geschieht bei modernen Motoren aus Gründen des Komforts durch zwei mit doppelter Kurbelwellendrehzahl gegensinnig umlaufender Wellen mit Gegenmassen. Die Ausgleichswellen sind meist in zwei hydrodynamischen Gleitlagern gefasst, das Öl fließt dabei über das erste Lager (Primärlager) in die hohlgebohrte Ausgleichswelle und wird von dort an das zweite Lager (Sekundärlager) übergeben. Bei der Übergabe des Öls vom Primärlager in die hohlgebohrte Ausgleichswelle sind hierbei ähnlich wie bei den Pleuellagerstellen die auf das Öl wirkenden Fliehkräfte zu berücksichtigen. Das vollständige Simulationsmodell der Lagerstellen der Ausgleichswellen zeigt Abbildung 31.

Abbildung 31: Simulationsmodell der Ausgleichswellen Lagerstellen

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5 Prüfstandsuntersuchungen Im Rahmen des Forschungsvorhabens, wurde ein universeller Prüfstand aufgebaut, der die Bestimmung der drehzahlabhängigen Strömungs- und Reibungsverluste im Betrieb einer Pumpe ermöglicht. Der Prüfstand wurde so konstruiert, dass unterschiedliche Pumpenvarianten mit möglichst geringem Aufwand eingebaut und vermessen werden können. Folgende Messgrößen lassen sich erfassen: – – – – –

Antriebsmoment der Pumpe, Antriebsdrehzahl der Pumpe, Druck hinter Pumpe, Temperatur des Öls, effektiver Förderstrom der Pumpe.

Die so gemessenen Kennlinien unterschiedlicher Pumpen dienen der systematischen Bewertung verschiedener Pumpenkonzepte. Abbildung 32 zeigt den Aufbau des Prüfstands in schematischer Form.

Abbildung 32: Schematischer Aufbau des Pumpenprüfstands

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Der Prüfstand besteht aus den nachfolgend aufgelisteten Komponenten. – Ölbehälter – pumpenspezifische Modulplatte – Antriebsstrang – E-Motor – Kupplungen – pumpenspezifische Adapterwelle – Messtechnik – Drehmomentmesswelle – Drehzahlsensor – Durchflussmesser – Öldrucksensor – Zwei Öltemperatursensoren – hydraulische Leitungen – primärer Kreislauf: Messung Druck und Volumenstrom – sekundärer Kreislauf: Öltemperierung – Proportionalventil zur Laststeuerung – Ölaggregat

Abbildung 33: Ölpumpenprüfstand im aufgebauten Zustand

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5.1 Wirkungsgraddefinition Eine der wichtigsten Größen, welche zur Bewertung der einzelnen Pumpen herangezogen wird, ist der Gesamtwirkungsgrad der Pumpe. Dieser setzt sich zusammen aus dem volumetrischen und dem mechanischen Wirkungsgrad, welche im Folgenden kurz erläutert werden.

5.1.1 Volumetrischer Wirkungsgrad Der volumetrische Wirkungsgrad berücksichtigt alle durch z.B. interne Leckageströme innerhalb der Pumpe auftretenden volumetrischen Verluste und ist wie folgt definiert: ‫ݍ‬௘ ߟ௩ ൌ ‫ݍ‬௜

ߟ௩ ‫ݍ‬௘ ‫ݍ‬௜

volumetrischer Wirkungsgrad am Druckanschluss der Pumpe anliegender Förderstrom (effektiver Förderstrom) theoretischer Förderstrom (Produkt aus Verdrängungsvolumen und Drehzahl)

[-] [m³/s]

[m³/s]

5.1.2 Mechanischer Wirkungsgrad Der mechanische Wirkungsgrad beziffert die Drehmomentverluste infolge der Reibung an den Gleitflächen der Pumpe. Er setzt sich wie folgt zusammen:

ߟ௠ ܲ௜

ܲ௠ ȟ‫݌‬ ‫ܯ‬௉௨௠௣௘ ݊௉௨௠௣௘

112

ߟ௠ ൌ

ܲ௜ ‫ݍ‬௜ ‫ כ‬ȟ‫݌‬ ൌ ܲ௠ ‫ܯ‬௉௨௠௣௘ ‫݊ כ ߨ כ ʹ כ‬௉௨௠௣௘

mechanischer Wirkungsgrad Theoretische Pumpenleistung (Abhängig vom theoretischen Förderstrom ‫ݍ‬௜ ) mechanische Antriebsleistung der Pumpe Druckdifferenz zwischen Druck- und Saugseite Antriebsdrehmoment der Pumpe Pumpendrehzahl

[-] [W] [W] [Pa] [Nm] [1/s]

Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

5.1.3 Gesamtwirkungsgrad Der Gesamtwirkungsgrad ist das Produkt aus volumetrischem und mechanischem Wirkungsgrad.

ߟ௚௘௦ ܲ௛௬ௗ௥

ߟ௚௘௦ ൌ ߟ௩ ‫ߟ כ‬௠ ൌ

Gesamtwirkungsgrad der Pumpe hydraulische Leistung der Pumpe

ܲ௛௬ௗ௥ ‫ݍ‬௘ ‫ כ‬ȟ‫݌‬ ൌ ܲ௠ ܲ௠

[-] [W]

5.2 Versuchsergebnisse Zum jetzigen Zeitpunkt sind fünf verschiedene Pumpentypen vermessen worden. Die ersten Ergebnisse sollen an dieser Stelle exemplarisch an einer volumenstromgeregelten Pendelschieberpumpe vorgestellt werden. Motor: BMW N52 – – – – –

Reihensechszylinder-Ottomotor Hubvolumen: 3.0 L Leistung: 190 kW / 258 PS bei 6.600 1/min Laststeuerung über Valvetronic Zwei hydraulisch stufenlos variable Nockenwellenverstellungen (Doppel-Vanos)

Die folgenden Messergebnisse zeigen das Pumpenverhalten bei aktiver Motorregelung und vollständig geöffnetem Proportionalventil. In Abbildung 34 ist dargestellt, dass der Förderdruck, der effektive Förderstrom als auch das Pumpenantriebsmoment zunächst bis zu der Drehzahl von etwa 1.500 1/min annähernd linear mit großem Gradient ansteigen. Der Förderdruck liegt bis zu dieser Drehzahl noch unter dem für den Beginn der Regelung benötigten Regeldruck. Der Wirkungsgrad der Pumpe steigt in diesem Bereich mit zunehmender Drehzahl, da das prozentuale Verhältnis von gefördertem Volumenstrom zu den internen Leckageströmen ebenfalls ansteigt. Bei einer niedrigen Pumpendrehzahl sind die Leckageverluste der Pumpe im Vergleich zur geförderten Ölmenge prozentual hoch, wodurch der volumetrische Wirkungsgrad niedriger ist. Dementsprechend wird der Gesamtwirkungsgrad der Pumpe negativ beeinflusst. Dieser Effekt ist besonders bei hohen Öltemperaturen verbunden mit einer niedrigen Viskosität des Öls stark ausgeprägt, wie Abbildung 35 zeigt.

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

Abbildung 34: Kennfeld der geregelten Pendelschieberpumpe (TÖl = 77 °C )

Abbildung 35: Vergleich Wirkungsgrad und Antriebsmoment bei verschiedenen Öltemperaturen

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Ab 1.500 1/min setzt bei einer Öltemperatur von 77 °C der Regelmechanismus ein, und sowohl der Förderdruck als auch der effektive Förderstrom bleiben trotz steigender Pumpendrehzahl konstant. Der Wirkungsgrad der Pumpe verschlechtert sich hierbei, da mit zunehmend reduzierter Fördermenge das Öl innerhalb der Pumpe im Kreis gefördert wird. Die auftretenden mechanischen Verluste fallen also im Verhältnis zur abgegebenen hydraulischen Leistung der Pumpe immer größer aus. Hinzu kommt, dass mit steigender Pumpendrehzahl die Scherkräfte im Öl größer ausfallen, was sich negativ auf den mechanischen Wirkungsgrad auswirkt. Es lässt sich jedoch auch erkennen, dass aufgrund der „Nichtförderung“ des Öls das Pumpenantriebsmoment kleiner wird, was den entscheidenden Vorteil der volumenstromvariablen Pumpen gegenüber den Konstantpumpen offenbart. Bei einer Konstantpumpe muss überschüssiges Öl über ein Druckbegrenzungsventil abgeführt werden, wodurch ein großer Teil der hydraulischen Energie in Wärme umgewandelt wird, und somit nicht mehr nutzbar ist. Dementsprechend steigt bei einer Konstantpumpe auch das Antriebsmoment mit zunehmender Drehzahl kontinuierlich an. Abbildung 35 vergleicht den Wirkungsgrad der Pumpe und das benötigte Antriebsmoment bei verschiedenen Öltemperaturen. Aufgrund der höheren Viskosität des Öls bei 23 °C und dem damit verbundenen zügigeren Druckaufbau setzt der Regelmechanismus der Pumpe entsprechend früher ein. Der Wirkungsgrad fällt bei einer Öltemperatur von 23 °C zunächst besser aus als bei 77 °C, da die volumetrischen Verluste innerhalb der Pumpe durch die höhere Viskosität des Öls geringer sind. Mit zunehmender Drehzahl fällt der Wirkungsgrad jedoch stark ab, da das Fördervolumen der Pumpe im Vergleich zum niedrigviskosen Öl weiter herabgesenkt wird, und somit das Verhältnis zwischen abgegebener hydraulischer Leistung und mechanischer Antriebsleistung ungünstiger ausfällt.

6 Zusammenfassung Aufgrund der steigenden Anforderungen an die Ölpumpen moderner Motoren wird eine Regelung der Pumpen im Zuge einer CO2-optimierten Auslegung einer Verbrennungskraftmaschine unumgänglich. Welche Förder- und Regelprinzipien hierzu jedoch am geeignetsten sind ist bis heute nicht eindeutig geklärt. Der innerhalb dieser Arbeit erfolgte Vergleich der verschiedenen Ölpumpenkonzepte legt den Grundstein für eine detaillierte Bewertung der unterschiedlichen Systeme und soll mögliches Potenzial für die Optimierung des Ölhaushaltes aufdecken. Die im Rahmen des Vorhabens aufgebaute Patent- und Literaturdatenbank zum Thema Ölpumpen stellt ein wertvolles, umfassendes Werkzeug zur Durchführung dieser Bewertung dar. Die gefundenen Möglichkeiten zur Optimierung lassen sich mittels des aufgebauten Simulationsmodells abschätzen. Es erlaubt konstruktive Anpassungen der Verbrau-

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

cher oder der Pumpe im Hinblick auf das Verhalten des Ölhaushaltes zu analysieren. Somit lassen sich erste Aussagen über ein mögliches Kraftstoffeinsparpotenzial bereits im frühen Entwicklungsstadium vornehmen. Um präzise Aussagen treffen zu können, ist eine Evaluierung unter praxisnahen Einsatzbedingungen jedoch unerlässlich. Hierzu stellt das neu aufgebaute Labor für Tribologie an der Fachhochschule Südwestfalen mit einem eigens für diese Zwecke konzipierten Prüfstand eine gute Infrastruktur zur Verfügung.

7 Literaturverzeichnis [1]

Oberland, B.: Grundlagen der Motorschmierung. Beitrag des AGVS Ausbildungszentrum; Stand 05.12.2014; http://www.agvsbeo.ch/cmsfiles/af_motor_schmierung_grundlagen.pdf

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Flierl, R.; Leitner, E.; Gütig, P.: Vorrichtung mit antriebskombinierten Umlaufverdrängerpumpen, insbesondere Außenverzahnte Zahnradpumpen, vor allem für Brennkraftmaschinen. DE 19950206 A1; 2001

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Lamparski, C.; Härle, C.: Handbuch Verbrennungsmotor. Kapitel 7.15; 6. Auflage; Vieweg+Teubner Verlag; 2012; ISBN 978-3-8348-1549-1

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Systematischer Vergleich von Ölpumpenkonzepten an Verbrennungsmotoren

[12] Voigt, D.: Regelölpumpe mit mehrstufiger Förderung. DE 102006058112 A1; 2008 [13] Voigt, D.: Zahnradpumpe mit Fördermengenregelung. DE 3840909 A1; 1989 [14] Kostic, E.: Zahnringpumpe mit Exzenterverstellung. DE 10037891 A1; 2002 [15] N. N.: Volumenstromvariable Zahnringpumpe. Abbildung im Geschäftsbericht 2011 der Fa. Schwäbische Hüttenwerke GmbH [16] Misala, A.; Holzapfel, C.: Innenzahnradpumpe mit variablem Fördervolumen. DE 102008056629 A1; 2009 [17] Ehringer, M.; Ebinger, J.; Friedrich, K.; Küchle, S.; Memel, B.: Rotationspumpe mit verbesserter Abdichtung. DE 102011086175 B3; 2013 [18] Kellner, A.; Leibszle, B.; Braun, W.: Flügelzellenpumpe. DE 102012204424 A1; 2013 [19] Verhees, V.; Böhm, D.: Pumpe mit einem Verstellelement. DE 102007002031 A1; 2008 [20] Grunow, L.; Kehl, T.; Ziege, M.: Modulare Ölpumpe. DE 102011114995 A1; 2013

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Untersuchungen zur Rolle des Motoröls bei der Entstehung von Vorentflammung Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher, MOT GmbH, Karlsruhe Dipl.-Ing. Max Magar, MOT GmbH, Karlsruhe Dr.-Ing. Marcus Gohl, APL GmbH, Landau Dipl.-Ing. Christian Lensch-Franzen, APL GmbH, Landau Prof. Dr.-Ing. Jens Hadler, APL GmbH Landau

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Untersuchungen zur Rolle des Motoröls bei der Entstehung von Vorentflammung

Einleitung Unter den Konzepten zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und damit des Kohlendioxidausstoßes von Ottomotoren wird seit einigen Jahren das Motorhubvolumen reduziert (Downsizing). Um dabei keine Einbußen in der Motornennleistung hinnehmen zu müssen, wird die spezifische Motorleistung durch Aufladung erhöht. Dies ist besonders bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung von Vorteil, da diese durch die Innenkühlung bei der Kraftstoffverdampfung und Gemischbildung im Brennraum weniger empfindlich gegenüber klopfender Verbrennung sind als Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung. Wegen der höheren spezifischen Leistung kann es jedoch bei niedrigen Drehzahlen und hoher Motorlast zur sogenannten „Vorentflammung“ kommen, was von früheren Saugmotoren mit äußerer Gemischbildung nicht bekannt ist.

Merkmale der Vorentflammung Als Vorentflammung wird eine Selbstzündung im Frischgemisch aus Luft und Kraftstoff verstanden, die zeitlich vor dem Einsetzen der durch die Zündkerze eingeleiteten Fremdzündung erfolgt. Dadurch kommt es zu einer schnelleren Anfangsverbrennung mit höheren Brennraumdrücken und höheren Verbrennungstemperaturen als bei der durch die Zündkerze eingeleiteten Verbrennung, wodurch es im weiteren Verbrennungsablauf zu einer zweiten Selbstzündung im noch nicht verbrannten Frischgas kommt, verbunden mit den typischen Druckschwingungen einer klopfenden Verbrennung. Bild 1 zeigt beispielhaft die Zylinderdruckverläufe einer normalen Verbrennung und einer Verbrennung mit Vorentflammung bei einem Betriebspunkt mit hoher Leistung bei niedriger Drehzahl.

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Bild 1: Brennraumdruckverläufe für reguläre Verbrennung und Vorentflammung

Kritisch dabei ist, dass die Druckamplituden bei der durch Vorentflammung auftretenden klopfenden Verbrennung in der Regel erheblich höher sind als die bei einer „regulären“ klopfenden Verbrennung, bei der die Verbrennung durch Fremdzündung eingeleitet wurde. Im Extremfall kann die durch Vorentflammung verursachte klopfende Verbrennung eine direkte Schädigung der Motorbauteile bewirken. Daher ist eine durch Vorentflammung erzeugte Verbrennung im Motorbetrieb unbedingt zu vermeiden. Die Ursachen für dieses erst seit wenigen Jahren bekannte Phänomen sind bisher nicht geklärt. Es gibt zwar Ansätze zur Reduzierung der Neigung eines Motors im Hinblick auf die Häufigkeit des Auftretens von Vorentflammungen, ein vollständiges Verständnis darüber, wie es zur unkontrollierten Selbstzündung und dem damit verbundenen starken Klopfbetrieb kommt, liegt bisher nicht vor. Generell tritt Vorentflammung bei hohem effektiven Mitteldruck im Bereich oberhalb von pme • 20 bar und niedriger Motordrehzahl unterhalb von 2500 min-1 auf. In mehreren Veröffentlichungen und Forschungsprojekten zu diesem Thema wurde festgestellt, dass nur sehr wenige Arbeitsspiele eine Vorentflammung aufwiesen (unterhalb von 1 ‰), obwohl die jeweils untersuchten Motoren gezielt in kritischen Betriebszuständen betrieben wurden. Das Phänomen tritt in der Regel stochastisch auf und kann leider nicht anhand der Signale von am Prüfstand zur Verfügung stehender Messtechnik wie Druckindizierung im Brennraum sowie an Einlass- und Auslasskanal nicht zuverlässig vorausgesagt werden.

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Bemerkenswert an der Charakteristik des Auftretens von Vorentflammung ist, dass Vorentflammung nicht nur in einzelnen Arbeitsspielen, sondern auch in kleineren Serien von mehreren Vorentflammungen mit Unterbrechungen durch Zyklen mit regulärer Verbrennung auftritt. Ein Beispiel für eine derartige intermittierende Vorentflammungsserie von 12 aufeinanderfolgenden Arbeitsspielen ist in Bild 2 dargestellt.

Bild 2: Beispiel für eine intermittierende Vorentflammungsserie

Deutlich sind die Zyklen mit Vorentflammung an den Spitzendrücken von über 100 bar zu erkennen. In diesem Beispiel wechseln sich reguläre Verbrennungen und Vorentflammungen so lange ab, bis keine weiteren Vorentflammungen (ab Zyklus 12) mehr erfolgen. Es kann aber auch vorkommen, dass zwischen dem Auftreten der einzelnen Vorentflammungen mehrere reguläre Verbrennungen ablaufen (2 oder 3 Zyklen). Auch hier sind die Ursachen für das Auftreten der regelmäßig oder unregelmäßig intermittierenden Vorentflammungen bisher nicht verstanden und geklärt, da die Erforschung der Ursachen der Vorentflammung insbesondere wegen der Vielschichtigkeit der beeinflussenden Parameter noch am Anfang steht. Vor diesem Hintergrund wurden zur Ermittlung der Ursachen für das Auftreten von Vorentflammung systematisch alle in Frage kommenden Mechanismen in Dahnz et al. [1] identifiziert und die möglichen Phänomene gemäß ihrer physikalischen Wirkungsweise in einer Baumstruktur angeordnet, wie in Bild 3 dargestellt ist.

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Bild 3: Baumstruktur der potentiellen Ursachen für Vorentflammung

Die Vielzahl der möglichen Ursachen wird zunächst unterteilt in homogene und inhomogene Phänomene. Als homogen werden die relevanten Größen bezeichnet, die im Brennraum homogen verteilt sind, wie beispielsweise die Gemischzusammensetzung oder die Temperaturverteilung im Motorbrennraum vor der Einleitung der Verbrennung. Da eine perfekte Homogenität für Motoranwendungen als rein theoretischer Grenzfall anzusehen ist, beinhaltet diese Gruppe auch Prozesse mit hinreichend kleinen Gradienten, wie die Gemischverteilung bei Brennverfahren mit kontrollierter Selbstzündung (CAI bzw. HCCI). Die inhomogenen Phänomene können weiter unterteilt werden nach der Anzahl der beteiligten Phasen. Unter den reinen Gasphasenphänomenen kann unterschieden werden nach der physikalischen Größe, deren Inhomogenität für die Selbstzündung ausschlaggebend ist. Da Zündverzugszeiten maßgeblich von der Gemischzusammensetzung und der Temperatur bestimmt werden, erfolgt hier eine weitere Unterteilung. Als mögliche Ursachen für Inhomogenitäten im Temperaturfeld können einerseits Fluktuationen im Strömungsfeld und andererseits die Wirkung heißer Restgasnester oder lokaler Wärmeeintrag an heißen Brennraumwänden unterschieden werden. Schwankungen in der Gemischzusammensetzung können auf eine inhomogene Verteilung des Kraftstoffdampfes oder auf einen chemischen Einfluss des Restgases beruhen. Auf der Seite der Mehrphasenphänomene kann unterschieden werden zwischen der für Zündprozesse obligatorischen Gasphase in Kombination mit festen oder flüssigen

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Stoffen. Als feste Stoffe kommen in erster Linie Brennraumablagerungen in Frage, die entweder an der Brennraumwand angelagert sein oder losgelöst als Partikel im freien Gas auftreten. Zu den Flüssigkeiten, die an der Zündung beteiligt sein können, zählen Kraftstoff aus dem Einspritzstrahl (Spray) und Motoröl, welches auf unterschiedliche Art und Weise in den Motorbrennraum gelangen kann. Als besonders bedeutend ist hier das über die Kolbengruppe und Zylinderwand in den Brennraum gelangende Motoröl anzusehen. Bild 4 zeigt schematisch den Öltransport zwischen Zylinderwand und Kolbengruppe in Richtung zum Brennraum.

Bild 4: Öltransport zwischen Zylinderwand und Kolbengruppe

Nach Untersuchungen in Mohr et al. [2] wird bei jedem Arbeitsspiel ein Ölfilm von ca. 2 nm in den Brennraum transportiert, wovon ein Teil dieser extrem kleinen Menge an Öl während der Verbrennung mit umgesetzt wird. In kritischen Zuständen kann es jedoch dazu kommen, dass sich kleinste Ölteilchen (Moleküle einzelner Komponenten im Öl) mit dem Kraftstoff-Luftgemisch vermischen und eine Selbstzündung im Frischgemisch bewirken, also eine Vorentflammung erzeugen. Dadurch ergibt sich im Hinblick auf die maximal mögliche spezifische Leistung eines Ottomotors eine natürliche Grenze, bei der eine Vorentflammung entsteht. Diese Grenze wird bei den heutigen Motoren jedoch bei weitem nicht erreicht, so dass das Auftreten der Vorentflam-

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mung bei heutigen Motoren auf verschiedene Unregelmäßigkeiten im Prozessablauf im Motorbrennraum zurückzuführen ist. Welche Unregelmäßigkeit im Einzelfall zur Vorentflammung führt, ist bisher nicht ausreichend untersucht worden und ist somit auch nicht vollständig verstanden. Grundsätzlich gilt, dass die Einleitung einer Selbstzündung im Frischgemisch durch eine Anzahl von Parametern beeinflusst wird. Hierzu zählen insbesondere die Zeitdauer bis zur regulären Einleitung der Fremdzündung, die Temperatur- und Druckhistorie während der Kompression, das Luftverhältnis, die Gemischinhomogenität, die im Frischgemisch enthaltene Restgasmenge aus dem vorherigen Arbeitsspiel, die Wärmeübergangsverhältnisse an den Brennraumwänden sowie deren Wandtemperaturen, Ablagerungen im Brennraum mit isolierender Wirkung, im Gemisch befindliche heiße Partikel sowie hochsiedende Kraftstoff- und Ölanteile mit besonders hoher Zündwilligkeit. Hier besteht noch erheblicher Forschungsbedarf. Erste Untersuchungen zur Vorentflammung mit optischen Messtechniken (Lichtleitfaserendoskop mit einer Hochgeschwindigkeit- Kamera mit Fotomultipliertechnik [3], [4], [5] haben hier zwar zum Teil einige mögliche Ursachen erklären können, jedoch sind weitere Effekte festgestellt worden, die zusätzliche Fragen bezüglich der Erklärung der höchst komplexen Vorgänge aufgeworfen haben. Bild 5 zeigt beispielhaft Filmaufnahmen von 4 verschiedenen Vorentflammungen, die an einem 4-Zylindermotor mit Direkteinspritzung in einem Betriebspunkt aufgetreten sind. Im Film links oben erfolgt die Einleitung der Verbrennung durch drei im Sichtbereich des Endoskops im Brennraum verteilte Selbstzündungen, von denen aus sich drei Flammenfronten bilden, die nach kurzer Zeit eine einzige räumliche Flamme ergeben. Im Film oben rechts erfolgt die Selbstzündung an zwei unterschiedlichen Orten, während die Selbstzündung im Film unten links außerhalb des Sichtbereichs des Lichtleiterendoskops im Auslassbereich auftritt, was an der Flammenausbreitung in den Sichtbereich hinein zu erkennen ist. Im Film rechts unten erfolgt die Selbstzündung an einem Ort im Brennraum und bewegt sich dann etwas versetzt von der Einlassseite in Richtung der Auslassseite, bevor die Hauptverbrennung einsetzt.

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Bild 5: Filmaufnahmen mit Lichtleitertechnik von Vorentflammungen in einzelnen Arbeitsspielen (n = 1750 min-1; Md § 360 Nm)

Was die genauen Ursachen für das Auftreten der unterschiedlichen Vorentflammungen in den einzelnen Arbeitsspielen sind, lässt sich bisher nicht eindeutig erklären. Bei dem sich bewegenden Vorentflammungselement könnte es sich wegen der sich verändernden Kontur um die Bewegung eines brennenden Kraftstoff- oder Öltropfens oder einer Kombination aus einem Tropfen aus Öl und Kraftstoff handeln, der sich direkt vor dem optischen Zugang des Endoskops zum Brennraum bewegt. Weitere Analysen mit einer zusätzlich eingesetzten Lichtleiterzündkerze mit 12 Lichtleitersonden im Kerzengewinde deuten darauf hin, dass dies hier tatsächlich der Fall ist.

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Die hier dargestellten Ergebnisse sind durch Messungen an einem 4-ZylinderOttomotor mit Direkteinspritzung und seitlich unter den Einlasskanälen eingebauten Einspritzdüsen ermittelt worden. Die Kraftstoffstrahlausbreitung im Brennraum wurde mittels CFD-Berechnung für unterschiedliche Einspritzzeitpunkte ermittelt. Beispielhaft zeigt Bild 6 einen Vergleich der Einspritzstrahlen für eine frühe (linkes Bild) und eine späte (rechtes Bild) Einspritzung. Es ist deutlich zu erkennen, dass bei später Einspritzung erheblich mehr Kraftstofftropfen auf die gegenüberliegende Zylinderwand auftreffen als bei früher Einspritzung. Bei früher Einspritzung trifft ein größerer Anteil des Kraftstoffs auf die noch weit geöffneten Einlassventile, wodurch der Wandauftrag auf die der Einspritzdüse gegenüberliegende Zylinderwand erheblich reduziert wird. Durch das Auftreffen von Kraftstofftropfen auf die Zylinderwand erfolgt eine Ablösung von kleinsten Ölelementen bzw. eine Vermischung der Kraftstofftropfen mit dem Ölfilm. Dadurch können dann Kraftstoff-Ölelemente in den Brennraum transportiert werden können, wo sie dann durch Selbstzündung eine Vorentflammung erzeugen.

Bild 6: Interaktion des Einspritzstrahls mit der Zylinderwand 60 °KW nach EB. Links: EB = 50 °KW n. LOT. Rechts: 110 °KW n. LOT.

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Bei den Untersuchungen an diesem Motor wurde festgestellt, dass durch das Anspritzen der Einlassventile bei der frühen Einspritzung eine deutliche Abnahme der Häufigkeit der Vorentflammung erfolgte [5]. Fazit aus dieser Erkenntnis ist, dass ein Anspritzen der Zylinderwand mit Kraftstoff beim Einspritzvorgang unbedingt zu vermeiden ist. Darüber hinaus wird das Problem der Ölverdünnung im Betrieb, verbunden mit einer reduzierten Schmierwirkung an den sich bewegenden Motorbauteilen, reduziert. Eine weitere Möglichkeit, den Kraftstoffauftrag auf die Zylinderwand zu vermeiden, ist die zentrale Anordnung der Einspritzdüse im Bereich zwischen den Einlass- und Auslassventilen (zentrale Injektorlage). Bild 7 zeigt eine derartige Anordnung, wobei schematisch die Einspritzstrahlen beim Einsatz von Mehrlochdüsen für unterschiedliche Einspritzstrahlrichtungen dargestellt sind.

Bild 7: Brennraum mit zentraler Einspritzdüsenlage und verschiedenen Einspritzstrahlöffnungswinkeln. Links: Großer Öffnungswinkel. Rechts: Kleiner Öffnungswinkel.

Die zentrale Einspritzdüsenlage hat zwar gegenüber der seitlichen Einspritzdüsenlage den klaren Vorteil, dass der Auftrag von Kraftstoff auf die Zylinderwand deutlich reduziert wird, ganz zu vermeiden ist er jedoch nicht. Dies könnte nur dann erreicht werden, wenn der Einspritzstrahlwinkel (Kegelstrahl) ausreichend klein gewählt wird, um einen Kraftstoffauftrag auf die Zylinderwand vollständig zu vermeiden. Der Nachteil dabei ist, dass ein größerer Anteil an Kraftstoff auf den Kolbenboden gespritzt wird, was zu erhöhten HC-Emissionen und erhöhter Emission bei den Rußpartikeln führt. Um dies weitgehend zu vermeiden, werden die Einspritzstrahlwinkel in der Regel so groß ausgelegt, dass diese Emissionsproblematik klein gehalten wird, mit der

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Folge, dass ein Teil des Kraftstoffs bei der Einspritzung auf die Zylinderwand trifft. Somit ist es auch für eine solche Einspritzkonfiguration unerlässlich, nicht nur an der Einspritzstrategie weiter zu optimieren, sondern auch auf der Seite des Schmieröls Entwicklungen durchzuführen, mit denen die hohe Zündwilligkeit des Schmieröls so weit reduziert wird, dass Vorentflammungen zumindest im derzeitig darstellbaren Lastbereich vermieden werden. Dabei ist zu beachten, dass eine gute bzw. ausreichende Schmierwirkung bei allen Betriebsbedingungen erhalten bleibt.

Analyse der Zündwilligkeit Um den Einfluss der Zusammensetzung des Frischgemisches aus Kraftstoff, Luft und Restgas und/oder aus Kraftstoff, Öl, Luft und Restgas im Hinblick auf das Auftreten von Selbstzündung im jeweiligen Gemisch zu ermitteln, ist die Kenntnis der Druckund Temperaturhistorie während der Kompressionsphase und auch in der Verbrennungsphase erforderlich. Unverzichtbare Voraussetzung zur Untersuchung von Selbstzündphänomenen ist die Quantifizierung des Zündverhaltens. Um zu möglichst allgemeingültigen und vergleichbaren Aussagen zum Zündverhalten unterschiedlicher Frischgemischzusammensetzungen bei verschiedenen Bedingungen zu gelangen, werden häufig Zündverzugszeiten ermittelt. Sowohl bei der experimentellen Bestimmung als auch bei der Berechnung dieser Zündverzugszeiten werden in der Regel (zumindest näherungsweise) konstante Bedingungen zugrunde gelegt. Für Selbstzündung im Motor ist eine derartige Betrachtung jedoch nicht zulässig, da die resultierenden Zündverzugszeiten für die innerhalb eines Motorzyklus auftretenden Druck- und Temperaturbedingungen mehrere Größenordnungen durchlaufen. Die Berechnung des Zeitpunktes der Selbstzündung bei Vorentflammung und/oder beim Motorklopfen wird daher dem starken Einfluss der Temperatur-Druck-Historie auf das Zündverhalten häufig durch Anwendung des Livengood-Wu-Integrals Rechnung getragen [6]:

I (t ) = ³ t

0

1 dt ' τ(t ' )

Der Wert des Integrals beschreibt dabei zu jedem Zeitpunkt t den Reaktionsfortschritt in Abhängigkeit von den aktuellen Bedingungen im nicht verbrannten Gemisch. Als Basis dienen dabei Zündverzugszeiten τ für konstante Bedingungen, die für alle durchlaufenen Kombinationen aus Druck und Temperatur ermittelt werden müssen. Zur Untersuchung des Selbstzündverhaltens von Turbomotoren ist diese Definition allerdings nur bedingt geeignet. Aus der mathematischen Form der Definition folgt zwingend ein streng monoton zunehmender Verlauf des Integralwertes. Bei der Be-

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trachtung von Saugmotoren ist dies anschaulich, da auch die Verläufe von Zylinderdruck und Temperatur im relevanten Kurbelwinkelbereich monoton ansteigen. Ein abweichendes Verhalten ist allerdings bei aufgeladenen Motoren bei hoher Last zu beobachten. Zur Vermeidung von Klopfen wird der Zündzeitpunkt bei diesen Motoren auf sehr späte Zeitpunkte eingestellt, bei Volllast häufig deutlich nach dem oberen Totpunkt. Dadurch entsteht in den Verläufen von Druck und Temperatur ein lokales Maximum am oberen Totpunkt. In der nachfolgenden Expansionsphase vor Einsetzen der regulären Verbrennung sinkt die Temperatur im Gemisch ab, was dann wieder zu deutlich längeren Zündverzugszeiten führt. Anschaulich kann die Problematik der Selbstzündung anhand einer anderen Definition dargestellt werden, der Zündverzugsanteil (Ignition Delay Fraction) [1], die die Zündwilligkeit im nicht verbrannten Gemisch beschreibt. Dabei wird für den gemessenen Zylinderdruckverlauf der Reaktionsfortschritt für Selbstzündung im Endgas auf Grundlage detaillierter Reaktionskinetik berechnet. Für jeden Zeitpunkt t0 im Zyklus kann eine integrale Zündverzugszeit τint(t0) berechnet werden, indem für Zeiten t < t0 der gemessene Zylinderdruck, für Zeiten t > t0 der Druck p = p(t0) = konst. vorgegeben wird. Die integrale Zündverzugszeit ist dann definiert als die Zeitspanne bis zum Einsetzen der Zündung. Alle Zeiten werden dabei auf die Steuerzeit „Einlass schließt ES“ bezogen, da ab diesem Zeitpunkt der Brennraum als geschlossenes System betrachtet werden kann. Dieser Verlauf kann dann genutzt werden, um die Ignition Delay Fraction Γ nach folgender Beziehung zu berechnen:

Γ=

t − t ES τ int

Anhand dieser dimensionslosen Kennzahl lässt sich verdeutlichen, wie kritisch (im Hinblick auf Selbstzündung) der thermodynamische Zustand im unverbrannten Gemisch zu einem bestimmten Zeitpunkt ist. Gemäß Definition findet Selbstzündung statt, sobald die Kurve den Wert Γ = 1,0 erreicht. Beispiele für Kurvenverläufe bei Saug- und Turbomotoren zeigt Bild 8.

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Bild 8: Verlauf der Zündwilligkeit für Saugmotoren (links) und Turbomotoren (rechts)

Die Ignition Delay Fraction kann verwendet werden, um die verschiedenen Verbrennungsanomalien voneinander abzugrenzen. Außerdem können anhand der berechneten Verläufe Rückschlüsse über Ursachen, Verlauf und Vermeidung der Phänomene gezogen werden. Dazu wird zunächst die integrale Zündverzugszeit für den mittleren Temperatur- und Druckverlauf im Frischgemisch bzw. nach Einsetzen der regulären Verbrennung im Endgas berechnet. Der Programmcode HOMREA berechnet zu diesem Zweck die detaillierte Reaktionskinetik unter der Annahme einer adiabaten Kompression mit dem gemessenen Druckverlauf Maas [7]. Der Wärmeübergang zwischen Gemisch und Wand bzw. Flamme wird somit vernachlässigt, außerdem wird unterstellt, dass zu jedem Zeitpunkt zündfähiges Frischgemisch existiert. Der daraus ermittelte Verlauf der Zündwilligkeit liefert bereits Anhaltspunkte für eine qualitative Einschätzung, muss aber noch verfeinert werden, um die Verhältnisse im Motor besser abzubilden. Zum einen existieren in jedem Arbeitszyklus wiederkehrende räumliche Abweichungen von der Gleichverteilung, etwa durch Ladungswechsel, ungleichmäßige Kühlung und Gemischbildung. Diese führen im Diagramm zu systematischen Abweichungen. Es existieren Bereiche, die in einzelnen Zyklus kürzere oder längere Zündverzugszeiten aufweisen als auf Grundlage der Mittelwerte prognostiziert. Die Kurve verschiebt sich daher bei kürzeren Zündverzugszeiten nach oben und bei längeren Zündverzugszeiten nach unten. Zum anderen sind alle Größen von Zyklusschwankungen überlagert, was bedeutet, dass auch der Wert der maximalen Zündwilligkeit von Zyklus zu Zyklus schwankt. Die Kurve weitet sich daher zu einem Streuband auf. Bild 9 zeigt das ermittelte Streuband für den untersuchten aufgeladenen 4-Zylindermotor mit Direkteinspritzung und seitlicher Injektorlage [FVV].

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Bild 9: Abgrenzung der Verbrennungsanomalien anhand der Kurve der Zündwilligkeit.

Zur Abgrenzung der Verbrennungsanomalien müssen zunächst noch zwei charakteristische Zeitpunkte definiert werden, zum einen der Brennbeginn und zum anderen der Zeitpunkt der Flammenankunft. Während der Brennbeginn sich anhand einer Druckverlaufsanalyse recht exakt bestimmen lässt, bereitet die Bestimmung der Flammenankunftszeit größere Schwierigkeiten. Ausschlaggebend ist hier nicht das Ende der Verbrennung oder Wärmefreisetzung, sondern der Zeitpunkt, zu dem sich die Flamme soweit ausgebreitet hat, dass im verbleibenden Endgas keine Selbstzündung mehr stattfinden kann. Ausschlaggebend für die Abgrenzung ist, wann der Wert Γ = 1,0 erreicht wird. Erreicht das Streuband die Zündgrenze erst nach der Ankunft der Flamme, findet keine Selbstzündung statt. Die Verbrennung läuft dann regulär ab. Wird die Selbstzündgrenze nach dem Einsetzen der regulären Verbrennung an einem Ort im Endgas (Frischgemisch) vor der Ankunft der Flammenfront an diesem Ort erreicht, tritt Selbstzündung und damit Klopfen auf. Der Bereich der klopfenden Verbrennung ist zur linken Seite hin begrenzt. Definitionsgemäß kann Klopfen nur dann auftreten, wenn bereits eine reguläre Flammenfront existiert, die durch Fremdzündung produziert wurde. Erreicht die Kurve dagegen vor dem Beginn der durch Fremdzündung eingeleiteten regulären Verbrennung die Selbstzündgrenze, ergibt sich eine Selbstzündung. Diese kann je nach Ursache eine Vorentflammung oder eine Glühzündung darstellen. Wie bereits beschrieben, weist der Verlauf der Zündwilligkeit bei Turbomotoren an der Volllast eine Besonderheit gegenüber Saugmotoren auf. Zur Vermeidung von Klopfen muss der Zündzeitpunkt nach spät verschoben werden. Im Extremfall erfolgt

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die Zündung erst einige Grad Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt, wodurch sich in der Zündwilligkeit ein lokales Maximum ausbildet. Daher kann es bei Turbomotoren deutlich leichter zu Selbstzündung vor der Funkenzündung kommen. Die Berechnungen zeigen jedoch, dass der Streubereich der Zündwilligkeit für die untersuchten Betriebspunkte noch einigermaßen entfernt ist von der Zündgrenze. Selbstzündung ist daher nur möglich, wenn sporadisch extrem starke Abweichungen durch Inhomogenitäten (angedeutet durch die über dem Streuband liegende durchgezogene Linie), die unter anderem durch besonders zündwillige Ölanteile oder empfindliche hochsiedende Kraftstoffkomponenten im Brennraum auftreten. Erreicht die Zündwilligkeit im Bereich des lokalen Maximums aufgrund einer derartigen Inhomogenität die Zündgrenze beziehungsweise überschreitet diese Grenzlinie, tritt Vorentflammung auf. Entsprechendes kann auch bei der Ablösung von Brennraumablagerungen oder Partikeln im Frischgas oder auch im Restgas auftreten. Diese Erklärung deckt sich mit den bisher in der Literatur dargestellten und eigenen experimentellen Befunden. Die Seltenheit des Auftretens von Vorentflammungen deutet auf einen ausreichend großen Abstand der Zustände im Brennraum von der Selbstzündgrenze hin. Zyklusschwankungen und turbulente Fluktuationen scheinen nicht groß genug zu sein, um lokale Selbstzündung auszulösen. Auch die Beobachtung, dass Vorentflammung bevorzugt bei niedrigen Drehzahlen auftritt, lässt sich anhand der Kurve der Zündwilligkeit belegen. Bild 10 zeigt beispielhaft einen von Dahnz et al. [6] angestellten Vergleich für zwei Drehzahlen.

Bild 10: Einfluss der Drehzahl auf die Vorentflammungsneigung

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Die Ergebnisse zeigen, dass die Neigung zur Selbstzündung mit steigender Drehzahl deutlich abnimmt. Da die chemischen Reaktionen mit gleicher Geschwindigkeit ablaufen, jedoch weniger Zeit zur Verfügung steht, verschieben sich die Kurven der Zündwilligkeit nach unten. Dies hat zur Folge, dass bei zunehmender Drehzahl immer stärkere Inhomogenitäten nötig sind, um Selbstzündungen auszulösen. Bei entsprechend starker Inhomogenität kann Vorentflammung jedoch auch bei größeren Drehzahlen auftreten. Eine weitere Erkenntnis, die sich aus der Betrachtung der Kurve der Zündwilligkeit ableiten lässt, ist, dass sich Vorentflammung praktisch nicht kontinuierlich anfahren lässt. Wie weiter oben gezeigt wurde, liegen die erreichten Zustände im Brennraum bei Kompressionsende noch deutlich unterhalb der Selbstzündgrenze. Um den Motor in einen Betriebszustand zu bringen, an dem das Streuband in der Umgebung des oberen Totpunktes dauerhaft die Selbstzündgrenze erreicht, müsste die Last deutlich gesteigert werden, so dass sich die Kurve nach oben verschiebt. Es ist jedoch offensichtlich, dass sich eine derartige Verschiebung der Selbstzündkurve auch stark auf die Klopfgrenze auswirken würde. Der Zündwinkel müsste daher auf erheblich spätere Zeitpunkte verschoben werden, um Klopfen zu vermeiden. Dies wiederum hat zur Folge, dass sich durch die dann vorliegende sehr späte Verbrennung die Abgastemperatur stark erhöht, wodurch wiederum die im Brennraum verbleibende höhere Restgastemperatur eine Zunahme der Temperatur des Frischgemisches bewirkt. Dies wiederum erhöht die Neigung zur Vorentflammung, was dann wieder kritisch werden kann, insbesondere auch im Hinblick auf die Motorapplikation bezüglich der Klopfregelung.

Einfluss des Motoröls auf Vorentflammung Um kritische Zündbedingungen durch den Eintrag von Motoröl bei der Gemischbildung im Brennraum zu reduzieren, wurden die Eigenschaften des Motoröls im Hinblick auf eine Reduzierung der Vorentflammungsneigung angepasst. Dabei wurde zunächst der Einfluss einer verbesserten Viskosität untersucht. Bild 11 zeigt die Häufigkeit von Vorentflammungen im Motorbetrieb für zwei verschiedene Ladedrücke von 2,7 bar und 2,8 bar absolut. Durch die geringe Erhöhung des Ladedrucks bei sonst gleichen Randbedingungen ergibt sich eine etwas höhere Motorleistung, weshalb die Neigung zur Vorentflammung grundsätzlich zunehmen sollte. Ausgehend vom Referenzöl 0W-40 wird die Häufigkeit von Vorentflammungen sowohl beim niedrigeren als auch beim höheren Ladedruck durch die vorgenommene Verbesserung des Viskositätsverhaltens um den Faktor von ca. 2 bis ca. 3 reduziert. Der Grund in der Reduzierung der Vorentflammungen bei höherer Viskosität dürfte darin liegen, dass weniger Motoröl pro Arbeitsspiel in den Motorbrennraum eindringt. Hieraus ergibt sich eine bessere Abdichtung durch die Kolbenringe beziehungsweise ein verstärktes Abstreifen des Öls von der Zylinderwand.

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Bild 11: Einfluss einer Verbesserung der Ölviskosität auf die Häufigkeit von Vorentflammungen bei unterschiedlichem Ladedruck.

Im nächsten Schritt wurde untersucht, wie sich eine verringerte Oberflächenspannung beim Motoröl auf die Anzahl der Vorentflammungsereignisse bei sonst gleichen Motorbetriebsbedingungen auswirkt, dargestellt in Bild 12.

Bild 12: Einfluss verbesserter Oberflächenspannung auf die Vorentflammung.

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Die Verringerung der Oberflächenspannung bewirkt zunächst eine verbesserte Dispersion und damit einhergehend ein beschleunigtes Verdampfungsverhalten. Die Anteile des Motoröls, die in den Brennraum gelangen, können sich dadurch schneller mit dem Gemisch aus Kraftstoff, Luft und Restgas vermischen. Dadurch sollte sich die Neigung zur Vorentflammung möglicherweise geringfügig reduzieren lassen. Die im Versuch erzielten Ergebnisse scheinen diese Verhalten zu bestätigen, da die Häufigkeit in beiden Betriebspunkten lediglich um ca. 30 % abnimmt. In einer weiteren Untersuchung wurde der Einfluss der Brennraumabdichtung durch veränderte Kolbenringauslegung ermittelt, einerseits durch eine Verstärkung der Abdichtwirkung von Ausführung A zu Ausführung B und andererseits durch eine Reduzierung der Abdichtwirkung von Ausführung C zu Ausführung D, dargestellt in Bild 13.

Bild 13: Einfluss unterschiedlicher Kolbenringauslegung mit verschiedener Abdichtwirkung auf das Auftreten von Vorentflammungen

Die Ergebnisse zeigen deutlich, dass die Verbesserung der Abdichtwirkung eine Reduzierung der Neigung zur Vorentflammung bewirkt, während umgekehrt eine Verschlechterung der Abdichtwirkung eine entsprechende Zunahme im Auftreten von Vorentflammungen hervorruft.

Schlussfolgerungen und Zusammenfassung Die Problematik der Vorentflammung ist eng verknüpft mit der des Klopfens. Aufgrund der zunächst regulär ablaufenden Verbrennung ist eine Vorentflammung an sich grundsätzlich nicht schädlich. Wie bereits beschrieben, ist sie allerdings in ihrer Wir-

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kung ähnlich der Funkenzündung zu einem ungünstigen Zeitpunkt und an einem ungünstigen Ort kritisch. In der Folge tritt daher in der Regel starkes bzw. extrem starkes Klopfen auf. Im Gegensatz zum Klopfen nach Funkenzündung besteht dabei keine Möglichkeit, dieses extreme Klopfen aktiv zu beeinflussen oder zu vermeiden. Daher muss die Vorentflammung unter allen Umständen vermieden werden. Zur Vermeidung von Vorentflammung müssen zunächst die konkreten Ursachen identifiziert und beseitigt werden. Gelingt es beispielsweise die als mögliche Ursache genannte Ablösung von Öltröpfchen von der Zylinderwand durch ein verbessertes Gemischbildungsverfahren zu verhindern, kann die Last, z. B. durch Erhöhung des Ladedrucks, weiter gesteigert werden. Zu beachten ist dabei allerdings, dass sich die Laststeigerung nicht nur auf das Vorentflammungsverhalten auswirkt, sondern auch auf die Klopfgrenze. Die Kurve der Zündwilligkeit verschiebt sich insgesamt nach oben, was zu einer höheren Klopfneigung führt. Möglicherweise werden außerdem bei höheren Lasten andere Mechanismen wirksam, die weniger starke Inhomogenitäten verursachen. Auch diese Mechanismen müssen identifiziert und beseitigt werden, wenn die Last weiter gesteigert werden soll. Irgendwann erreicht zwangsläufig das Streuband im Bereich des oberen Totpunktes die Zündgrenze. Dann ist Selbstzündung infolge von Zyklusschwankungen zu beobachten. In diesem Fall ist mit weitaus höheren Vorentflammungsraten zu rechnen. Um diese Grenze noch weiter zu verschieben, bleibt nur die Möglichkeit, den Grad der Inhomogenität zu reduzieren, so dass die systematische Verschiebung der Zündwilligkeitskurve sowie die Breite des Streubandes abnehmen. Dies führt jedoch zu höheren Klopfamplituden im Falle des Auftretens von Selbstzündung. Anhand der vorgestellten Methode konnte der starke Zusammenhang zwischen den Verbrennungsanomalien gezeigt werden, vor allem die Verbindung der Vorentflammungsproblematik mit der des Klopfens. Diese wird in Zukunft immer stärker in den Vordergrund rücken. Die Vorentflammungsgrenze kann zwar noch weiter verschoben werden, wenn die konkreten Ursachen entschlüsselt werden, das Problem verlagert sich damit jedoch zunehmend an eine andere Stelle. Bei weiterem Downsizing muss der Zündzeitpunkt in der Volllast immer weiter nach spät verschoben werden. Das bedeutet, dass die Wirkungsgradsteigerung in der Teillast erkauft wird durch Verschlechterungen in der Volllast. Die Schere zwischen Zyklus- und Realverbrauch öffnet sich dadurch immer weiter. Die wahre Grenze von Downsizing ist dann nicht mehr das Auftreten von Vorentflammung, sondern die Wirkungsgradverschlechterung und damit Verbrauchserhöhung an der Volllast. Hier ist es von besonderer Bedeutung, wieder mehr auf die Optimierung des gesamten Brennverhaltens sowohl durch Verbesserung der Strömungsbedingungen als auch der Einspritzung und Gemischbildung im Brennraum sowie der Anpassung der Flammenausbreitung einschließlich der Brennraumkontur.

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Emissionsreduzierung im Spannungsfeld von Ölformulierung, Applikation und Mechanikentwicklung Prof. Dr .-Ing. Jens Hadler, Dipl.-Ing. Christian Lensch-Franzen, Dr .-Ing. Marcus Gohl, Dipl.-Ing. Tobias Mink, APL Automobil-Prüftechnik Landau GmbH

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Zusammenfassung Bei Verbrennungsmotoren werden durch das tribologische System der Kolbengruppe – bestehend aus den Komponenten Kolben, Kolbenringen und Zylinderlaufbahn – sowohl die mechanischen und thermodynamischen Verluste als auch die aus dem Schmieröl resultierenden Abgasrohemissonen wie Partikel und Kohlenwasserstoffe maßgeblich mitbestimmt. Ölanteile im Brennraum können weiterhin an Vorentflammungsphänomenen beteiligt sein. Der sowohl bei Diesel- als auch bei Ottomotoren zu beobachtende Trend zu steigenden Spitzen- bzw. Mitteldrücken in Verbindung mit Downsizing führt zu der Notwendigkeit, diese Komponenten stetig weiter zu optimieren. Damit verbundene, mögliche unerwünschte Begleiterscheinungen sind ansteigende Blow-by-Gasmengen, ein höherer Verschleiß und eine stärkere Ölemission. Darüber hinaus hat die Kolbengruppe insbesondere bei hohen spezifischen Belastungen einen signifikanten Anteil an den gesamten mechanischen Verlusten des Motors. Eine Senkung der Reibungsverluste hat daher auch einen positiven Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch und somit auf die CO2-Emission. Ein besseres Verständnis der tribologischen Prozesse und der unterschiedlichen Öltransport- und Ölemissionsmechanismen bildet die Voraussetzung für gezielte Maßnahmen zur Reduzierung von ölbedingten Schadstoffemissionen und irregulären Verbrennungsphänomenen. Die Abdichtwirkung der Kolbengruppe wird in diesem Zusammenhang maßgeblich über die betriebspunktabhängigen Warmverzüge von Kolben und Zylinderlaufbahn sowie die verschleißbedingten Änderungen der Bauteilkonturen bestimmt. Die Kombination aus Online-Messtechniken und MKS-, EHD- und CFD-Simulationstools erlaubt die Betrachtung der Einflüsse auf die Kolben- und Kolbenringdynamik sowie den Öltransport. Ebenfalls signifikanten Einfluss haben in diesem Zusammenhang die Ölformulierung, der lokale Kraftstoffeintrag durch die Gemischbildung sowie die Blow-by-Gasmengen. Die resultierende Partikel- und Ölemission ist maßgeblich von der Menge und Zusammensetzung des Schmiermittels auf der Zylinderlaufbahn und im Ringfeld abhängig. Unter bestimmten Randbedingungen kann dies zu irregulärer Verbrennung führen. Im Beitrag werden die komplexen Zusammenhänge anhand von Entwicklungsbeispielen dargestellt, in denen die Kombination von numerischer Simulation und Prüfstandsuntersuchungen mit dynamischen Online-Messtechniken genutzt wird.

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Einleitung Eine signifikante Verminderung der CO2-Emission kann bei Verbrennungsmotoren nur über eine zielgerichtete Kombination unterschiedlicher Maßnahmen in den Bereichen Ölformulierung, Applikation und Mechanikentwicklung erreicht werden [1,2]. Insbesondere unter den Randbedingungen gesetzlich limitierter Schadstoffemissionen wie z.B. unverbrannter Kohlenwasserstoffe (HC) und Partikel (PM) stellt dies eine große Herausforderung dar.

Bild 1: Reduzierung der Emissionen durch zielgerichtete Entwicklung

Die Entstehung von ölbürtigen Kohlenwasserstoffen aus der Funktionsgruppe Kolben – Kolbenringe – Zylinderlaufbahn hängt von zahlreichen brennverfahrenstechnischen, geometrischen, thermischen und dynamischen Einflussfaktoren ab. Die entsprechenden Öltransport- und Ölemissionsmechanismen, sowie die aus dem Schmieröl entstehende Partikelemission als auch resultierende Vorentflammungsphänomene sind noch nicht vollständig erforscht. Im Zielkonflikt minimaler Ölverbräuche und ausreichender Schmierung des Tribosystems der Kolbengruppe bei niedriger Reibleistung ist die Kenntnis der Zusammenhänge und Einflussfaktoren unter allen Betriebsbedingungen jedoch unerlässlich [3]. Dies ist insbesondere unter den Randbedingungen der Gesetzgebung ab 2017 in Europa relevant, da die Schadstoffemissionen zukünftig nicht mehr im bekannten NEFZ, (Neuer Europäischer Fahrzyklus) sondern in realitätsnäheren Fahrprofilen wie dem WLTC und unter

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RDE-Bedingungen (Real Driving Emissions) bewertet werden. Hohe spezifische Leistungen erfordern in diesem Zusammenhang eine sorgfältige Abstimmung der mechanischen Bauteile mit entsprechender Systemrobustheit über Lifetime. Hierbei muss auch das Schmieröl als Konstruktionselement begriffen werden.

Öltransport- und Emissionsmechanismen Bei der Analyse der Kolbengruppe muss der Brennraum als offenes System betrachtet werden über welches Schmierölanteile in die Zylinderladung eingetragen werden können. Hierbei gibt es zwei wesentliche Quellen: 1) Das Schmieröl, welches von den Kolbenringen im Abwärtshub des Kolbens auf der freigelegten Zylinderwand als Schmierfilm zurückgelassen wird. 2) Der Ölmassenstrom aus den Kammervolumina des Ringfeldes bzw. des Feuersteges.

Bild 2: Eintrag von Ölbestandteilen in den Brennraum

Die Menge des Öleintrages wird vom Ölangebot und dem anschließenden Medientransport durch Massenkräfte und Gasdynamik in Richtung Brennraum bestimmt. Erhöhte Mengen an Reverse Blow-by-Gasmengen aus dem Zwischenringbereich begünstigen den Eintrag ebenso wie eine verminderte Abdichtwirkung der Kolbenringe durch begrenztes Formfüllvermögen oder erhöhte Zylinderverzüge. Das Ölangebot kann maßgeblich durch zusätzliches Schmiermittel aus den Kolbenkühldüsen erhöht werden

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Im Folgenden sollen diese Mechanismen am Beispiel einer geänderten Ölformulierung beschrieben werden.

Öleintrag über die Zylinderlaufbahn Das Schmieröl auf der Zylinderwand kann den Motor über den Mechanismus Abdampfen verlassen. Hohe Gastemperaturen im Brennraum und entsprechende Wärmeübergangszahlen führen während des Verbrennungsvorgangs als auch im Ausschiebetakt zum Stofftransport über die Phasengrenze zwischen dem Schmieröl und dem Verbrennungsgas.

Bild 3: Vergleich der Ölemission über den Mechanismus Abdampfen

Der Austausch ist neben der Geschwindigkeit des Gases an der Oberfläche wesentlich von den Temperatur- und Druckrandbedingungen sowie der Ölzusammensetzung mit den entsprechenden Stoffeigenschaften wie z.B. dem Flammpunkt, dem Dampfdruck und dem Ölgehalt des Gases bei Sättigung abhängig. Bei der Verwendung von niedrigviskosen Ölen ergibt sich im Regelfall eine deutliche Reibleistungsreduzierung. Aufgrund des so erzielten Kraftstoffverbrauchsvorteils resultiert der aktuelle Stand der Technik in 0W-30 und 0W-20 Ölen [4]. Bild 3 zeigt die im Labor analysierte Ölzusammensetzung eines herkömmlichen W-40 Öls im Vergleich zu einem modernen W-20 Öl anhand der simulierten Destillation. Die Ölformulierung des synthetischen W-20 Öl beinhaltet im niedrigeren Siedebereich bis

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420 °C weniger Fraktionen. Auf der Basis der Öleigenschaften und der thermodynamischen Randbedingungen wurden die abgedampften Mengen in unterschiedlichen Betriebspunkten berechnet. Es zeigen sich insbesondere im Bereich der Volllast niedrigere Abdampfraten beim W-20 Öl von bis zu 20%.

Bild 4: Einfluss der Anfettung auf den lokalen Kraftstoffeintrag im Ölfilm und die resultierende Ölemission

Die Gemischbildung kann sowohl bei Motoren mit Saugrohr- als auch mit Direkteinspritzung einen signifikanten Einfluss auf die Schmierölemission haben [5]. Hierbei sind der Lambda-Wert und der Strömungseinfluss durch Drall oder Tumble wesentliche Faktoren. Bild 4 zeigt den Einfluss einer erhöhten Gemischanfettung auf die gemessene Ölemission. Die zusätzlichen Kraftstoffanteile treten mit dem Schmierfilm in Interaktion und führen im Bereich Lambda=0,7 fast zu einer Verdoppelung der Emission. Die CFD-Simulation zeigt eine signifkante Erhöhung des lokalen Kraftstoffeintrags in den Ölfilm von > 50% im Injektortarget. Neben dem Kraftstoffeintrag in den Ölwandfilm direkt beim Einspritzvorgang kommt es auch dauerhaft zu erhöhten Kraftstoffanteilen im Ölfilm, die nicht vollständig ausdampfen. Die entsprechenden geänderten Schmiermittelzusammensetzungen und Mischviskositäten wirken sowohl auf das lokale Abdampfverhalten, als auch auf die ausgebildeten Ölfilmhöhen und das Öltransportverhalten im Ringfeld.

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Öleintrag über das Ringfeld und den Feuerstegbereich Aufgrund von Massenkräften, die aus der Kolbenbewegung resultieren, unterstützt durch entsprechende Kolbenring- und Gasdynamik, können Schmierölanteile aus dem Ringfeld über den Bereich des Feuerstegs in den Brennraum gelangen. Der Eintrag richtet sich nach der Ölmenge, die sich im Bereich des Toprings ansammelt. Die unterschiedliche Viskosität des Öls kann in diesem Zusammenhang die entsprechenden Öltransportmechanismen signifikant beeinflussen.

Bild 5: Messung der Emission von Öl-Aerosol im Schubbetrieb

Insbesondere im Schubbetrieb wird der Ölübertritt in den Zylinder aufgrund eines ungünstigen Druckgefälles zwischen Kurbelraum und Brennraum sowie der reduzierten Abdichtwirkung der Kolbenringe durch den fehlenden Verbrennungsdruck begünstigt. Die Messungen mit einem Weißlichtaerosolspektrometer im Rohabgas zeigen eine Emission von Öl-Aerosoltröpfchen mit einer Größenverteilung im Bereich von 0,4 bis 1,4 µm. Die Gesamtanzahl steigt mit zunehmender Drehzahl tendenziell an. Im Vergleich zu einem W-40 Öl erhöht sich bei der Verwendung eines W-20 Öls die Konzentration an Aerosol insbesondere im hohen Drehzahlbereich. Während aus dem ÖlAerosol ohne den Einfluss der Verbrennung im Schubbetrieb keine Partikel gebildet werden, kann dieses Phänomen unter transienten Fahrbedingungen mit wechselnden Schub-Zug-Kollektiven nicht ausgeschlossen werden.

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Bild 6: Einfluss der Ölemission auf die Partikelbildung

Zur gezielten Betrachtung von dynamischen Effekten werden individuelle Betriebsprofile erstellt. Bild 6 zeigt beispielhaft synthetische Lastsprünge mit Schubphasen unterschiedlicher Länge und anschließendem Verbrennungsbetrieb. Ölanteile gelangen während der Schubphase in den Brennraum und werden unter anderem aufgrund der thermischen Randbedingungen nur zu einem geringen Anteil emittiert. Der weitaus größere Anteil wird nach dem Wiedereinsetzen des Verbrennungsprozesses im anschließenden Betriebspunkt unter den entsprechenden thermischen Randbedingungen freigesetzt und ist an der Bildung von Partikeln beteiligt. Schon geringe Mengen an Schmieröl können zu einer sehr hohen Anzahl an zusätzlichen Partikeln führen. Visuelle Untersuchungen durch Endoskopie nach längerem Schubbetrieb belegen entsprechende Ölfilme auf dem Kolbenboden und der Zylinderwand. Hierbei spielt das Ölangebot z.B. durch das Öffnungsverhalten der Kolbenkühldüsen eine entscheidende Rolle. Aufgrund der engen Grenze zwischen applikativen Maßnahmen und ungewollten fahrdynamischen Einflüssen ist häufig die Kombination mit einer schubtoleranten Kolbenringpaarung zielführend.

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Ähnliche Effekte können auch nach Last- und Drehzahländerungen beobachtet werden. Die systematische Analyse der Signalverläufe erlaubt die Prognose des Motorverhaltens im transienten Betrieb und das Zerlegen der Ölemission in stationäre und dynamische Anteile.

Betrachtung dynamischer Fahrzyklen Zur Beurteilung der unterschiedlichen Einflüsse auf das Emissionsverhalten werden sowohl stationäre Kennfelder über Last und Drehzahl als auch individuelle synthetische Betriebsprofile sowie NEFZ und reale Fahrzyklen betrachtet [6].

Bild 7: Einfluss der Ölformulierung auf die Emission im NEFZ

Hierbei werden dynamische Messungen der unterschiedlichen Abgaskomponenten durchführt, um die entsprechenden Einflüsse durch das Schmieröl, die mechanischen Bauteile und applikative Maßnahmen zu analysieren. Bild 7 zeigt beispielhaft den Einfluss unterschiedlicher Schmieröle auf die Partikelund Ölemission im NEFZ. Insbesondere die dynamischen Phasen zeigen eine erhöhte Ölemission und eine hieraus entstehende ansteigende Partikelanzahl. Dieses Verhalten ist insbesondere beim W-20 Öl ausgeprägt. Bei der rechnerischen Zerlegung der Ölemission in den stationären und dynamischen Anteil wird deutlich, dass die Ölzusammensetzung positiv auf das stationäre Abdampf-

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verhalten wirkt. Die Änderung der Viskosität führt jedoch zu Nachteilen in den transienten Phasen, so dass die kumulierte Ölemission sich über den Zyklus leicht erhöht.

APL Methodenkette zur Emissionsreduzierung Die APL Group hat eine komplexe Methodenkette entwickelt, um Antriebssysteme bzgl. ihrer mechanischen Eigenschaften und des Emissionsverhaltens optimal auszulegen und zu entwickeln. Bezogen auf die Motormechanik liegt der Fokus dabei auf der Vielzahl tribologischer Kontakte und der Optimierung des Gesamtsystems unter Betrachtung der Bauteilstruktur, verwendeter Materialien, Oberflächen und der Schmierstoffeigenschaften inklusive aller Wechselwirkungen.

Bild 8: APL Methodenkette zur Auslegung und Entwicklung von Antriebssystemen

In der frühen Entwicklungsphase wird die Systemauslegung über eine aufwendige Simulationsumgebung und den Einsatz von gekoppelten MKS/EHD- sowie CFD Simulationstools begleitet. Diese Methode wird sowohl für die Grundauslegung des Ölkreislaufes und der tribologischen Kontakte als auch die frühe Optimierung unerwünschter Nebeneffekte wie Öltransport in den Brennraum etc. angewendet. Dabei werden verschiedene in Frage kommende Ölformulierungen im untersuchten Parameterraum bezüglich Ihrer Eigenschaften berücksichtigt.

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Erste Versuche auf dem Komponenten-, Vollmotoren- oder Schwenkprüfstand für Reibleistungs- und Funktionsuntersuchungen werden grundsätzlich durch aufwendige Laboranalytik bzgl. der chemischen Eigenschaften der Öle über die Laufzeit sowie Vor- und Rückvermessung sämtlicher Bauteile und Oberflächen in den Laboren der APL Group begleitet. Kombiniert mit der hochauflösenden Radio-NuklidVerschleißmesstechnik (RNT) sowie der massenspektrometrischen Analyse unverbrannter Kohlenwasserstoffe und weiterer Abgasmesstechniken am Prüfstand lassen sich motorisches Verhalten sowie durch das Öl beeinflusste funktionale Zusammenhänge kennfeldaufgelöst und über repräsentative dynamische Zyklen beschreiben. Ergänzt wird dies im Bedarfsfall durch optische Untersuchungen im Brennraum um beispielsweise eine Tendenz zu Verbrennungsanomalien wie Vorentflammung frühzeitig zu erkennen [7]. Die hohe Informationsdichte der beschriebenen Untersuchungen wird in das Simulationsmodell zurückgeführt und über simulativ-empirisch gekoppelte Ansätze werden weitere Optimierungspotentiale erarbeitet. Das Ergebnis ist eine zielgerichtete Systemauslegung in der frühen Entwicklungsphase mit gleichzeitiger Reduzierung von Hardwarevarianten und deren Stückzahlen im weiteren Projektverlauf. Parallel zum spezifischen Entwicklungsprojekt werden Öle unabhängig in den Prüflaboren und auf den Prüfständen der APL Group intensiv für die Mineralölindustrie bzgl. ihrer Eigenschaften im motorischen Betrieb geprüft und bewertet. Das kombinierte Know-how führt zu einem effizienten projektbegleitenden Entwicklungsprozess, welcher im weiteren Verlauf auch die frühzeitige Erprobung des Gesamttriebstranges in simulierten unterschiedlichen Fahrzeuganwendungen auf dem Antriebstrangprüfstand vorsieht. Bezogen auf den Konstruktionsparameter Öl und das begleitende Ölemissionsverhalten sowie beispielsweise Partikelbildung wird auf dieser Basis frühzeitig auch in den Prozess der Applikation und die Wechselwirkung zwischen Kraftstoff und Ölwandfilm eingegriffen. Weiterhin befasst sich die APL Group intensiv mit der Erprobung alternativer Schmierstoffe mit dem Ziel der Neutralität schmierstoffbedingter Emissionen [8]. Zusammenfassend tragen die beschriebenen Aktivitäten zur Vision-Zero-ImpactEmission-Vehicle bei.

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Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen – Antiverzugsbearbeitung von Zylinderlaufbahnen Dipl.-Ing. (FH) G. Flores, Dr.- Ing. A. Wiens, Gehring Technologies GmbH, Ostfildern

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Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen

Kurzfassung Das Fertigungsverfahren Formhonen trägt zur Energieeffizienz moderner Verbrennungsmotoren bei. Durch Reibungs- und Blow-By-Reduzierung entsteht bei gleicher Leistung ein geringerer Kraftstoffverbrauch, der zur CO2-Reduzierung führt. Dies ist möglich, durch einen fertigungstechnischen Vorhalt von Zylinderverzügen, so dass unter bestimmten Betriebsbedingungen quasi zylindrische Bohrungsformen geringere Kolbenringvorspannungen zulassen und so zu geringeren Reibungsverlusten führen. Darüber hinaus kann auch die Reibung des Kolbenhemds durch gezielte lokale Spielvergrößerung im unteren Bereich der Bohrung reduziert werden. Es wird berichtet über den aktuellen Stand des Formhonens, den Verfahrenskomponenten und den erzielten Ergebnissen.

Abstract The production process Form Honing is a contribution to higher energy efficiency of modern combustion engines. Due to friction and blow by reduction occurs less fuel consumption and CO2 emission. This is possible by a prehold of cylinder distortions with the form honing process. So, under the deformations of fired conditions quasi cylindrical bore shapes are possible. This allows lower ring pressures which leads to reduced friction losses. Additional also the friction of the piston skirt can be reduced by a local increasing of diameter in the lower range of the cylinder bore. The current status of form honing, the process components and the obtained results are the subject of this publication.

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1 Kompensation von Zylinderverzügen Zylinderverzüge entstehen durch statische Montageverspannungen, dynamische Belastung und besonders durch thermische Einflüsse. Um in relevanten Lastbereichen eine weitgehend zylindrische Laufbahn zu erhalten, werden diese Verzüge durch Formhonen von nicht zylindrischen Makroformen vorgehalten. Je nach Steifigkeit des Kurbelgehäuses und des Wärmeeintrages können lokal radiale Formabweichungen von 10-40 µm auftreten. Durch das begrenzte Formfüllungsvermögen der Kolbenringe findet nur eine unvollständige Abdichtung des verformten Zylinders statt, so dass durch die lokal unterschiedliche Kontaktierung der Kolbenringe eine Zunahme von Blow-By und Ölverbrauch entsteht. Um die damit verbundene Forderung nach funktionszylindrischen Bohrungen zu erfüllen, wurde eine fertigungstechnische Verzugskompensation entwickelt. Dies bedeutet, dass durch den Bearbeitungsprozess Verzüge vorgehalten werden, die sich dann nach der Montage und bei einem bestimmten Arbeitsbereich des befeuerten Motors zu einer weitgehend zylindrischen Bohrung verformen. Bild 1 zeigt den Lösungsansatz zur Kompensation von Zylinderverzügen.

Bild 1: Lösungsansatz zur Kompensation von Zylinderverzügen

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2 Lokale Optimierung des Kolbenspiels Eine weitere Optimierung des tribologischen Systems erfolgt durch lokal unterschiedliche Kolbenspiele entlang der Bohrungslänge. Um die radiale Kolbensekundärbewegung im oberen Teil der Bohrung möglichst gering zu halten, ist hier eine enge Kolbenführung mit geringem Spiel vorteilhaft. Somit wird auch das NVH-Verhalten („Kolbenklappern“) positiv beeinflusst. Im unteren Teil der Bohrung wird dem Kolben ein größeres Spiel gegeben um die Anlagekraft und somit die Reibung des Kolbenhemds zu reduzieren. Um dies zu erreichen, können Bohrungen hergestellt werden, welche kopfseitig einen engeren Durchmesser aufweisen als unten. Die Übergänge können mit unterschiedlichen Gradienten ausgeführt werden [1]. So lassen sich geradlinig- oder konvexkonische Mantellinienverläufe ebenso wie obere und untere zylindrische Bohrungsabschnitte mit flaschenhalsförmigen Übergängen durch Formhonen herstellen.

Bild 2: Lösungsansatz zur Optimierung des Kolbenspiels

Diese beispielhaften innovativen Lösungsansätze, die Freiform zur Kompensation von Zylinderverzügen und die lokale Spielvergrößerung zur Reibungsreduzierung am Kolbenhemd, können sowohl kombiniert, als auch separiert angewendet werden (Bild 3). Entsprechend dem hohen Freiheitsgrad des Formhonens sind die möglichen Formen, von der einfachen Bottleneck- oder Trompetenform bis zur komplexen Freiform mit Längs- und Querschnittsamplituden gradiert anwendbar.

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Bild 3: Kompensation von Verformung und Reduzierung der Kolbenhemdreibung Reduction of Piston Skirt contact

3 Prinzip des Formhonens Um die herzustellenden Freiformen zu definieren, dient zum einen eine experimentelle Methode, bei der der Motorblock z. B. unter Brillenverspannung zylindrisch heißgehont wird [2]. Diese Methode ist dann interessant, wenn damit andere Formermittlungsverfahren validiert und verifiziert werden. Weitere Methoden sind die Simulationsrechnung unter Berücksichtigung der kaltstatischen und thermischen Einflüsse oder auch der Einsatz von Kolben mit applizierter Messtechnik zur Ermittlung von Zylinderverzügen im gefeuerten Betrieb [3]. Die ermittelte Verzugsform ist für den Formhonprozess zu invertieren, so dass die gewünschte Sollform als Vorhaltekontur hergestellt werden kann. Das Ziel des Formhonens (Bild 4) ist es nun, diese Sollform fertigungstechnisch umzusetzen und zwar so, dass beliebige Freiformen bis etwa zu harmonischen Formanteilen der 8. Ordnung herstellbar sind. Die Form ist in mehreren Ebenen umlaufend mit Polarkoordinaten entsprechend einer Rundheitsmessung definiert. Neben dieser Sollform besteht die Forderung nach einer einheitlichen Gestaltung des Rauheitsprofils in allen Bereichen der formgehonten Bohrung. So sollen die Profilausbildungen in allen formkritischen Merkmalen wie Einschnürungen, Ausprägungen und Übergängen der Freiform toleranzgerecht herstellbar sein. Dies gilt sowohl für eine konventionelle Peakhonung als auch für die komplexen Profildefinitionen einer Plateauhonung. Ebenso sind Gusseisen und thermische Spritzschichten Gegenstand des Formhonens.

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Bild 4: Ziele des Formhonens

4 Verfahrenskomponenten Um das Formhonen in der Serienfertigung umsetzen zu können (Bild 5), bedarf es einer Vielzahl von Innovationen wie dynamische Zustellsysteme, Steuerung, Formhon- und Glättwerkzeuge, superharte Schneidmittel, Einrichtungen zum Werkzeugwechsel und eine freiformgerechte Messtechnik. Die Zustellung der einzelnen Arbeitsflächen der Diamanthonleisten erfordert eine anforderungsgerechte Dynamik und Genauigkeit der piezo-elektrischen Stellantriebe.

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Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen

Bild 5: Maschine zum Formhonen und Glätten

Hierzu wurde ein multi-aktorisches Zustell- und Werkzeugkonzept entwickelt, welches vier voneinander unabhängig zustellbare Honleisten aufweist [4]. Entsprechend der momentanen axialen und zirkularen Position der einzelnen Honleisten können radiale Zustellung, Zustellkraft und Zustellweg sollformgerecht angesteuert werden, so dass die Arbeitsflächen der Honwerkzeuge mit ihrer Kinematik sich auf einer Bahnkurve bewegen, welche der gewünschten Sollform entspricht. Beim Einrichten einer Formhonbearbeitung ist jedoch zu beachten, dass die Einflüsse der lokal unterschiedlichen Struktursteifigkeit einer Zylinderbohrung im Kurbelgehäuse durch zusätzliche Zustellbeträge ausgeglichen werden.

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Da die vier Honleisten aufgrund der kurzwelligen axialen Formausprägungen nur eine sehr begrenzte Baulänge haben können, ist es notwendig, dass eine konstante Kontaktzeit der Honleistenarbeitsfläche an allen Stellen der Mantelfläche erreicht wird. Um in den Bereich der üblichen Bearbeitungszeiten von Zylinderbohrungen in PKWMotoren von < 30 s zu gelangen, sind darüber hinaus die Schnittgeschwindigkeiten erforderlich, welche bei metallgebundenen Diamanthonleisten zu der gewünschten Selbstschärfung führen. Mit einer Drehzahl von bis zu 400 1/min können z. B. mit Zustellfrequenzen von bis zu 32 Hz Formanteile der 5. Ordnung mit einer radialen Ausprägung von bis zu 60 µm hergestellt werden. Sowohl die mono-aktorische als auch die multi-aktorische Zustelleinrichtung ist so dimensioniert, dass gleichzeitig z. B. die erste und die dritte Bohrung eines Kurbelgehäuses formgehont werden können.

Bild 6: Piezoelektrische Zustelleinrichtungen zum Formhonen

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Bild 6 zeigt piezoelektrische Zustelleinrichtungen mit Eilvorlauf, den Piezostellern und dem Formhonwerkzeug. Mit der Eilzustellung werden zunächst der gesamte Piezozustellstrang, die Zustellstangen und die Honleisten kraftgesteuert bis zum Anlegen der Arbeitsflächen an die Bohrungswand bewegt. Von dieser Position aus werden die Piezosteller aktiviert und entsprechend der gewünschten Sollform lokal differenziert zugestellt. Dies bedeutet, dass in jeweiligen axialen und zirkularen Positionen die Honleisten mit unterschiedlichen Zustellwegen sollformgerecht mit hoher Dynamik und Stellgenauigkeit expandiert werden. Ferner dient die Eilzustellung zur Nachstellung und Verschleißkompensation der Honleisten. Bild 7 zeigt eine Freiformtypologie. Sie enthält Bohrungsformen, welche mit aktorischen Zustellsystemen prozesssicher erreichbar sind. Die multi-aktorische Zustellung ermöglicht die Herstellung aller funktionsgerechter Freiformen. Dabei können die Querschnittsformen aus überlagerten harmonisch Unrundformen unterschiedlicher Ordnungen bestehen. Die Mantellinien sind ungerade, ebenso können gekrümmte oder s-förmige Mittelinien erzeugt werden. Die vereinfachte mono-aktorische Zustellung ermöglicht harmonische Unrundformen mit nur einer bestimmten Ordnung sowie Mantellinien mit gekrümmten oder gestuften Verläufen [4]. Die Ordnung der Unrundform ist abhängig von der Anzahl der Honleisten. Mit konventioneller Hontechnik mit Honleisten unterschiedlicher Längen und Hubeinstellungen und konventionellen Zustellsystemen nehmen die Bearbeitungszeiten zu. Prototypisch sind einfache Bottleneck-, Trichter- oder Trompeten-Formen möglich. In der Großserienfertigung ist die übliche Prozesssicherheit nicht zu erwarten. Aufgrund der Formverläufe entsteht lokal ein uneinheitlicher Honleistenverschleiß, der ein konstantes Bearbeitungsergebnis nicht zulässt. Dies erfordert ein häufiges Nachschleifen der Schneidbeläge und ein Verlust von Standmenge und Wirtschaftlichkeit. Außerdem bleiben bei rotationssymmetrischen nichtzylindrischen Formen die Querschnittsverzüge unberücksichtigt, so dass weiterhin Honbrillen zum Vorhalt kaltstatischer Verzüge notwendig sind.

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Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen

Bild 7: Freiform-Typologie mit aktorischen Zustellsystemen

Wird ausgehend von einer zylindrischen Form die nichtzylindrische Freiform in die Bohrung hineingeschnitten, so muss in einer weiteren Operation das finale Rauheitsprofil als Peak- oder Plateauoberfläche angearbeitet werden. Hierzu wurde ein mehrteiliges Honwerkzeug entwickelt, dessen einzelne Tragleisten mit einzelnen federgelagerten Honleistensegmenten ausgeführt sind [4]. Diese Segmente sind ebenfalls in ihrer Länge so reduziert, dass sie den lokalen Formausprägungen folgen können. Sowohl das Formhon- als auch das Glättwerkzeug können mit einer HSK-Schnittstelle automatisch eingewechselt werden. Die Schneidmittelkosten je Bohrung entsprechen dem konventionellen Diamanthonen. Die gesamte Prozesskette besteht somit in der zylindrischen Vorhon-Bearbeitung, dann in einer oder zwei Formhonoperationen (je nach Tiefe der Formausprägung) und abschließend in einer nachfolgenden Glättoperation. Um den Prozess fertigungstechnisch beherrschbar zu machen, ist eine Post-Prozess-Formgestaltsmessung notwendig. Hierzu dient ein pneumatisch arbeitender Mehrfach-Düsenmessdorn (Prinzip Stotz), welcher mit einem Messbereich von 150 µm in 15 s und einer Wiederholgenauigkeit von ” 2 µm die Bohrung vermisst. Dieses Messverfahren ist unempfindlich für Schwingungs- und Schmutzeinflüsse und kann auf der Messstation der Formhonmaschine eingesetzt werden. Damit wird sowohl die Bohrungsform ermittelt als auch das Diametralmaß, wel-

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ches als Kolbenfügemaß der Bohrung festgelegt ist. Über Feedback Steuerungen lassen sich Diametralmaß und Sollform toleranzgerecht stabilisieren.

5 Ergebnisse Das bisher entwickelte Formhonen liefert in engen Grenzen reproduzierbare Freiformen, welche maximal ± 3 µm von der Sollform abweichen (Bild 8). Die gesamte Honzugabe beim Formhonen, ausgehend von der zylindrisch vorgehonten Bohrung beträgt je nach Formausprägung min. 0,02 bis 0,03 mm im Durchmesser zuzüglich der radialen Formtiefe. Die Formtolerierung erfolgt durch die Anordnung von Hüllkurven im Abstand der gewünschten Toleranz um die Sollformvorgabe. Darüber hinaus sind auch die Amplituden der jeweiligen Ordnung zu tolerieren. Durch Subtraktion der Sollform von der Istlform kann die Fertigungsqualität ortsaufgelöst bewertet werden. Die Bearbeitungszeiten zum Formhonen betragen im Bereich der Nutzfahrzeugmotoren ca. 50 s, bei PKW-Motoren ca. 30 s. Die piezoelektrische Zustellung hat sich bisher als zuverlässig und genau arbeitende Technologie erwiesen.

Bild 8: Freiform einer Zylinderbohrung

Neben der Form können auch Topographien mit Plateau- und Peakstrukturen an der gesamten formgehonten Mantelfläche zuverlässig erreicht werden. Bild 9 zeigt ein derartiges Plateauhon-Profil einer Graugussoberfläche und ein Glätthon-Profil einer thermischen Eisen-Spritzschicht. In beiden Werkstoffen können die Oberflächentole-

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ranzen sowohl in den Formausprägungen als auch in den Formeinschnürungen zuverlässig eingehalten werden.

Bild 9: Plateau-Profil (GG) und Glätthon-Profil (therm. Fe-Spritzschicht)

6 Ausblick Mit dem entwickelten Stand des Formhonverfahrens mit aktorischen Zustellsystemen sind sowohl Freiformen als auch rotationssymmetrische Bottleneck- und Trompetenformen mit lokalen radialen Formabweichungen von über 30 µm mit hohem Reifegrad darstellbar. Oberflächengüte, Taktzeiten und Schneidmittelkosten je Bohrung entsprechen dem konventionellen Honprozess. Signifikante Funktionsvorteile am befeuerten Motor konnten anhand Ölverbrauch und Emissionen nachgewiesen werden. Da es sich um eine Modifikation des gesamten tribologischen Systems handelt, sind den formgehonten Laufbahnen auch Kolben und Kolbenringpakete hinsichtlich der Anpresskraft und der geometrische Gestalt anzupassen. Fertigungstechnisch ermöglicht das Formhonen eine Substitution der Honbrillentechnik und liefert damit nicht nur Funktionsvorteile, sondern auch Fertigungsvorteile mit Kostenreduzierung. Darüber hinaus liegen umfangreiche Erfahrungen mit PKW-, Nutzfahrzeug und stationären Motoren vor. Es können sowohl Gusseisen als auch die vielfältigen Varianten der thermischen Spritzschichten formgehont werden. Die Einführung in die Serienfertigung wird in aktuellen Maschinenprojekten derzeitig vorbereitet. Damit ist das Formhonen ein innovativer zukunftsfähiger Honprozess, der zur Effizienzsteigerung und signifikanten Emissionsreduzierung von Verbrennungsmotoren einen wesentlichen Beitrag liefert. Aufgrund vorliegender Erkenntnisse und Erfahrungen sind somit die Voraussetzungen für eine Serienbearbeitung der untersuchten Kurbelgehäuse geschaffen.

162

Gradierte Freiformbearbeitung von Zylinderbohrungen durch Formhonen

7 Danksagung Neben dem Co-Autor haben Andreas Wagner (Prozessentwicklung) und Klaus Litty (Software und Steuerung) einen wesentlichen Beitrag zur Entwicklung des Verfahrens geleistet. Für Ihre kreative und kompetente Mitarbeit gilt Ihnen freundlicher Dank.

8 Literatur [1] Schutzrecht DE 10 2011 117 660 A1 (08.05.2013), Audi AG, Pr.: DE 10 2011 117 660 04.11.2011. – Brennkraftmaschine [2] Wiens, A.; Lahres, M.; Hoffmeister, H.-W.; Flores, G.: Fertigungstechnischer Ansatz zur Kompensation von Zylinderverzügen mittels Formhonen. VDIBerichte Nr. 2109, (2010), VDI-Wissensforum GmbH, Düsseldorf, Seite 133 – 145, [3] Möndel, A.; Jablonski, J.; Ingelfinger, U.; Rosenbeck, M.; Theisen, P.; Orlowski, K.; Plettenberg, M.: Analysen zur Kolbenbewegung eines Hochdrehzahlenmotors unter Berücksichtigung der Anregungsquellen im Kurbeltrieb. VDI-Berichte Nr. 2109, (2010), VDI-Wissensforum GmbH, Düsseldorf, Seite 259 – 272 [4] Wiens, A.: Formhonen von Zylinderlaufbahnen. TU Braunschweig, Institut für Werkzeugmaschinen und Fertigungstechnik, Dissertation, 2011

Autoren Dipl.-Ing. (FH) Gerhard Flores und Dr.-Ing. Andreas Wiens Gehring Technologies GmbH 73760 Ostfildern Gehringstr. 28 [email protected] [email protected]

163

MOTORSYSTEME

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_4

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and fuel consumption Dr. Ing. Thomas Wintrich, Prof. Dr. Ing. J. Hammer, Dipl. Ing. D. Naber, Dipl. Ing. M. Raff

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Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

1 Overview The modern Common-Rail PC Diesel engine is no more a European phenomena and the worldwide prognosis shows growth even in other parts of the world as India and China but also in US market. The main drivers for further developments in the upper PC segments are currently seen in Europe with a challenging CO2 and emission legislation, new test cycles, measuring procedures and demanding requirements in terms of noise reduction and continuing race of power. Bosch FIE is supporting the customers Diesel engine development with further improved hydraulic efficiency of the FIE together with the degree of freedom to shape the combustion with a digital rate shaping strategy, overcoming the conflicting targets of CO2, emission and noise. Key enablers are a multiple injection capability with very short hydraulic dwell times combined with excellent mixture formation. To achieve power output of the Diesel engine in the range of 100 kW/l and more system injection pressure of up to 3000bar are part of the FIE portfolio. Based on broad system competences in terms of Diesel combustion and control, Bosch offers tailored solutions for all segments and markets and adopts a modular approach, which actively builds upon the achieved maturity of functional groups and concepts. The resulting portfolio of Solenoid injectors and Piezo injectors are presented herein.

168

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

2 Market view The market of Passenger Cars and Light Duty segment shows significant growth rate in the upcoming years: Hybrid, EV, Hydrogen2)

Veh. [m]

114 2,1% 84

80

70

88

Gasoline

Gasoline DI

36 2,2%

30

20 21

8,7%

0,5%

4,7%

25 20 18

60

11%

40 35

91

77

21

0,3%

-1,0%

25 22

23 20 19

17

17

15

20% 24% 23% 21% 20% 20%

20072011 2013 2014 20152021

17 7,9% 9,9%

8

5 0

0

24

20

17 16 17 18

10 20

23

1,2%

20 20

15

40

Light Vehicles World

Diesel

Veh. [m]

3,5%

120 100

Flex-Fuel, CNG, LPG, Alcohol

49% 49%

45% 45% 44% 40%

6% 6% 6% 6% 6% 9%

07 11 13 14 15 21

07 11 13 14 15 21

North & Latin America

Europe3)

Source: Long Term Forecast 06.2014 w/o 3-wheelers and OHW

% %

11%

18% 18% 18% 19% 18% 20%

15% 13% 11% 10% 10%

07 11 13 14 15 21

07 11 13 14 15 21

Japan & Thailand & South Korea

China

2

4 4 4 4

39% 44%

6

55% 51% 51% 50%

07 11 13 14 15 21 India

Compound Annual Growth Rate 2007-2021 by region; 1) Light Vehicles = Passenger Cars and LCV < 6t; 2) includes Gasoline / Diesel Hybrid and 48V; 3) includes EU27 + other countries (non-EU, RU, TR, …)

Fig.1: Market forecast shares of different powertrains worldwide (PC and LD segment)

The major Diesel market is still and will be also in future Western Europe. Here the number of Diesel vehicle in total will slightly grow until 2021. In the US market Diesel engines are expected to be sold in the Light Duty Truck (LDT) and Sports Utility Vehicle (SUV) segment and this will increase the Diesel share by 5% but based on a low level. The biggest growth of Diesel is expected in the emerging countries like China and in India. In China the off road and light commercial vehicle sector but also the passenger car segment will sustain the Diesel share. In total the growth of total number of Diesel vehicles will increase by 2,1% until 2021. [1]

3 Requirements Engineering The power and torque race is still on, whilst upcoming emission legislations, new driving cycles and RDE standards demand even higher efforts in the field of emission controls and exhaust gas treatment. With a focus rising on further fuel consumption reduction, higher efficiency of the Diesel engine and therefore of all subsystems including the FIE is required. Stronger demands on engine noise reduction require reduced combustion and engine component noise level. The fulfillment of these re-

169

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

quirements with the right balance between the functional criteria is the way to set up an attractive and sustainable full line FIE portfolio. Gaining further improvements in NVH, emission and performance of a Diesel engine requires a broad understanding of interactions of all subsystems as combustion, turbo charging and exhaust gas treatment. These subsystems are linked to FIE capabilities. Therefore FIE system requirements for each individual segment are identified by Bosch internal benchmarks and requirements engineering workshops with Original Equipment Manufacturers (OEMs). The knowledge of the key performance indicators (System pressure, multiple injection capability, dwell times, robustness of components…) per vehicle segment allows building up an attractive and sustainable FIE portfolio.

3.1 Emission and fuel consumption Considering the EU6 emission legislation and keeping in mind that the SULEV legislation (Super ultra-low emission vehicles) for US will follow up and might end in an even more stringent level for LEVIII in 2025 the situation might be summed up as follows: NEDC (New European driving cycle) test procedures evaluating CO2 will be replaced by WLTC (World harmonized light vehicles test cycle) somewhere later than 2017. This test will be more dynamic and consist in higher load areas than the NEDC; the final definition is still open. In addition the so-called Real Drive Emission (RDE) standard will be introduced, to widen the area beyond the test procedure making sure that in all real possible drive conditions the emission output stays limited. Definition of those RDE test conditions and thresholds – called compliance factors – will be available latest in September 2017. Year Emission standards

CO2 target NEDC/ WLTC RDE

2013 2014 2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025

Eu 5

post-Euro 6

Euro 6

95 g/km

130 g/km 100% fleet

NEDC-based testing Development and measurement phase

95%

100% fleet

WLTC-based testing limit ” cf y criteria emission limit

NEDC: New European driving cycle; WLTC: Worldwide harmonized light vehicles test cycle; RDE: Real driving emissions; cf: compliance factor; RDE procedure: not finalized; Post-Euro 6: assumed

Fig.2: EU6 Emission Legislation Roadmap

170

Next Step ?

Clarification on RDE expected Q2/2015

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

For Diesel EU6 ff and LEV III all actions are focused on the RDE NOx emission by additionally decreasing the overall fuel consumption. In order to keep overall cost level limited the raw emissions are still the actual challenge since fuel consumption is not jeopardized.[1]. Electrification measures will be implemented into Diesel power train to fulfil the Fleet target of 95 g/km CO2 impacting the FIE requirements and the exhaust gas treatment (EGT) design.

3.2 Performance The general trend of Diesel engines in the past years – motivated by further reduction of CO2 – has lead to a reduction of displacement and pushed the specific power output to levels highly above 50kW/l. Beside this trend driven by downsizing in the volume segment, the “race of power” in the top segment is unbroken [see Fig. 3]:

Fig.3: Power output, Boost and Rail Pressure increase

With several stages of turbo charging, higher peak firing pressure in combination with rising injection pressure already today specific power outputs up to 93 kW/l are achieved. For the near future new variants are projected with target values on the level of 100 kW/l and above.

171

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

Considering thermal stress of the exhaust components, a reasonable center of combustion and proper mixture formation in the entire combustion map leads this race of power to injection pressure levels up to 3000 bar. The technical challenges to cope this development can be summarized in three main categories: Ɣ Highest precision in actuation Ɣ Further increase of hydraulic efficiency Ɣ Material qualification and manufacturing process optimization

3.3 Emission, CO2 and Noise Measures to improve especially in the top segment of diesel vehicles the overall engine noise level is benchmarked with the gasoline engine. This new requirement is contradicting with the emission and fuel consumption targets (see also Chapter 3.1). Further improvements of combustion noise must not jeopardize the NOx emission and fuel consumption. Best fuel consumption can be achieved by positioning the center of the combustion (MFB50) point in combination with new technologies such as low pressure EGR (Exhaust Gas Recirculation) and optimized turbo charging. Fuel consumption can be reduced by 5-8 % in the WLTC area compared to a typical Euro5 application (status 2012). [see Fig. 4]: Challenge for fuel cons. optimized Calibration: Engine, FIE calibration

100

91 dB

80

MFB 50 = 8° a. TDC

60 40

88 dB EU5 calibration, MFB 50 = 14° a. TDC

low

20 00

0 -30 -25 -20 6

8

-15 -10 -5 0 5 10 cranke angle [deg]

15

20

25

cylinder pressure [bar]

Fuel consumption

high

30

MFB50 [°CA after TDC]

Fig. 4: Impact of calibration strategy on fuel consumption and combustion noise

As expected, the more efficient combustion leads to a not acceptable raising of the combustion noise by 3 dB(A) [Fig. 4] in a representative operation point, so that countermeasures are inevitable. The main countermeasure is to use Pilot injection which is a well established tool to reduce the combustion noise by shortening the ignition delay of the main injection.

172

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

The conventional pilot injection strategy is increasing the temperature in the combustion chamber (burning pilot) and was investigated already in the early phase of development and introduction of the DI-Diesel engine. The closed-coupled pilot injection strategy (Digital Rate Shaping I) is using the formation of highly reactive radicals (not burning pilot) to improve the combustion of the main injection and to reduce the cylinder pressure gradient (dp/dĮ). Fig. 5 shows the comparison of a conventional pilot injection with a close coupled one.

Fig. 5: Technical strategy for fuel consumption and noise reduction

It is obvious, that both combustion processes are still characterized by a discontinuity in the cylinder pressure, which is the root cause of the combustion noise. Conventional injection strategies with one or two pilot injections lead to an increase of soot emission as a function of combustion noise reduction. By applying a DRS I strategy the resulting trade-off can already be defused. Additionally splitting the main

173

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

injection into smaller portions however (DRS II), promises a tremendous improvement of this trade-off, opening a further degree of freedom to calibrate the engine. Precondition for successful application of this measure is a proper mixture formation, provided by an effective transformation of injection pressure into jet momentum (impulse). A further de-throttling of the injector by increasing the needle speed and optimizing the nozzle design are already introduced in the latest series injector design and will be further optimized. In Fig. 6 based on a CRI3-27 a comparison is shown between a two conventional injection pattern and three DRS II injection pattern with a variation of the electrical distance between pilot and main injection: 2000 U/min, IMEP=8bar NO x=konst. = 5g/kg ~1,2g/kWh

CRI3-27 Opt. konv. Injection pattern

2PI konv., MFB50=8° after TDC 2PI konv., MFB50=16° after TDC DRSII, Tdiff1, min= 230µs DRSII, Tdiff2, min È DRSII, Tdiff3, min È

CRI3-27 Optimized for DRS II

MFB50=8° after TDC

230

1.0

ISFC [g/kWh]

220

MFB50=8°

Tdiff2, min MFB50=16°

210

0.6

T diff3, min

Tdiff1, min

200

0.8

MFB50=8°

0.4

Soot [g/kg]

MFB50=16°

Tdiff2, min

T diff3, min 190

0.2

Tdiff1, min

180

0.0

80

82

84

86 Noise [dB(A)]

88

90

92 80

82

84

86 Noise [dB(A)]

88

90

92

tdiff (electrical)

Fig. 6:Comparison conventional vs. DRS II injection pattern regarding emissions and CO2

By advancing the MFB50 of the conventional injection pattern from 16° to 8° after TDC the fuel consumption can be improved, leading to higher noise and soot level than before. With the new injection pattern concept – DRS II – the fuel consumption benefit of an early MFB50 can be realized, smoothening the rate of heat release providing a low noise and a better soot emission due to an improved mixture formation.

174

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

3.4 Requirements conclusion As a result of the requirements analysis the application relevant FIE system KPI can be shown in Fig. 7: pinj = ca. 2200 bar

Torque [Nm]

pinj = ca. 1900 bar

pinj =2200bar pinj = ca. 1300 bar

min. dwell time required

Pinj =500..1400bar

pinj =250bar

engine speed [rpm]

Fig. 7: DRS II injection pattern

4 BOSCH Advanced FIE Solutions Diesel The Bosch CRS in general and therein the common rail injector portfolio development adopts an evolutionary, modular approach, both with Solenoid driven and with Piezo actuator driven injectors. This is a modular system of design features and groups, which builds upon the achieved maturity of functional groups and concepts as a basis for the further development of fuel injection technology. The advantage is to provide scalable CRS layouts for different engine families facing the individual focus of OEM engine projects and application needs including technical engine upgrades and updates years after the first engine start of production (SOP).[2]

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Fig. 8: BOSCH Modular Generation CRS – Concept

The development of injectors is based on mature components, parts and part groups e.g. valve groups, high pressure layouts and nozzle concepts, keeping reliability proven and validated robust core elements while introducing innovations stepwise. Offering optional features like closed loop control functionality by the means of optional available, additional sensor on board of the injectors like the so called needle closing sensor (NCS), Bosch injection systems provide controlled and even more stable injection quantity over life time at the same time as compensation e.g. of coking effects. This allows lower safety margins, thus realizing even shorter injection dwell times, e.g. in order to realize multiple injection patterns of the 2nd generation. Furthermore the target is to reduce complexity in application and variant handling. To address worldwide usage of FIE in different places where fuel situations may be more challenging than nowadays, proved standards and optional worldwide usage packages with injection components are provided, which enhance the durability of the FIE for even critical fuel situations. An overview of the Bosch CRS families’ portfolio with the known vehicle segments and markets is given in Fig. 8. [2]

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Fig. 9: BOSCH Modular CRI concept 2nd Generation incl. Closed Loop Control

Fig. 9 depicts the Bosch CRI2 Solenoid driven servo injector family. The modular pathway by setting up new generations on mature and proven robust concepts is obvious. The development comprises not only increasing pressure up to 2200 bar and even 2500 bar, but also the enhancement of hydraulic FIE efficiency by reducing injectors back flow quantities and the optimization of the injectors valve and high pressure dynamics. An interesting characteristic of the CRI2 family is the long needle concept in combination with high pressure buffer volume within the injector, which addresses hydraulic efficiency and capability of short injection timings due to reduced quantity waves. Another main aspect of the concept is the minimization, which yields to significantly reduced back flow quantities. Minimization in these terms comprises the shrinking of hydraulic relevant guidance and diameter dimensions and smaller nozzle diameters, respectively. The realization of such design steps is only possible with strongly enhanced manufacturing capabilities, which was gained within the last years throughout intense simultaneous engineering (SE)-work for new nozzles and injectors.[2]

177

Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

Fig. 10: CRI2 features and innovation steps

As described in the CRS overview, upcoming CRS include the option of NCS sensor within Solenoid valve group [3], [4] with which closed loop feasibility is available and DRS capability is strongly supported. Injection timings in multiple injection patterns like DRS II down to 150µs dwell time will be possible. The NCS sensor is able to detect needle closing event due to the fact that internal valve piston force conditions strongly correlate with control volume pressure correlation itself with the needle reaching the nozzle seat. As a result, system safety factors can be reduced when changes on needle closing are compensated with the closed loop control option. [2]

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Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

Fig. 11: BOSCH Modular CRI concept 3rd Generation incl. Closed Loop Control

Following the modular way built upon mature and robust design features and groups, the CRI3 Piezo actuator driven servo injectors raise the injection pressure in two steps up to 2700 bar and 3000 bar, please see Fig. 11. Upcoming CRI3 generations, in a similar way like the CRI2 family, will have reduced back flow quantities, no additional valve leakages to enhance hydraulic efficiency. The idea of minimization of hydraulic relevant dimension including nozzle layout will be realized as well. Current and future CRI3 will keep the mature and robust actuator module layout. Of course, in this context, especially the 3000 bar level is very challenging. All CRI3 injectors include a hydraulic coupling device to keep the control chain stiffness during all operation conditions even within highest pressure jumps, temperature changes and sophisticated multiple injection patterns. With an additional sensor, the Piezo servo injector also comes up with closed loop functionality option targeting high grade coking and drift compensation in combination with shortest multiple injection timings.[2]

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Next steps in Bosch Diesel System Development to improve performance, noise and …

5 Literature [1] J. Hammer, M. Raff, D. Naber (Robert Bosch GmbH) Advanced diesel fuel injection equipment ... a never ending BOSCH story International Symposium Automotive and Engine Technology Stuttgart, 2014 [2] D. Zeh, Prof. J. Hammer, C. Uhr, M. Rückle, A. Rettich, B. Grota, W. Stöcklein, J. Gerhardt, D. Naber, M. Raff Bosch Diesel Injection Technology – Response for Every Vehicle Class Aachen, 2014 [3] J. Krauss, S. Meyer,T. Pauer, M. Rückle, H. Rapp, W. Stöcklein Common Rail Einspritzmengen-Regelung auf der Basis Injektor-interner Merkmale 9. Symposium Steuerungstechnik für Automobile Antriebe, IAV Berlin, 2012 [4] M. Rückle The Next Generation Bosch Common Rail Injectors with Digital Rate Shaping – A Key Factor for meeting Future Requirements (Robert Bosch GmbH) International Conference and Exhibition Diesel Powertrain at SIA Société des ingénieurs de l´automobile Rouen, 2012

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation Claudius Rath, ThyssenKrupp AG; Andreas Stapelmann, ThyssenKrupp Presta Chemnitz GmbH; Jürgen Meusel, ThyssenKrupp Presta Chemnitz GmbH

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

Einleitung Durch die Markteinführung von Zylinderkopf-Haubenmodulen mit integrierten, gebauten Nockenwellen, auch als „integrierte Ventiltriebsmodule“ bekannt, konnten signifikante Gewichts-, Reibungs- und Kostenvorteile realisiert werden. ThyssenKrupp zeigt nun mit einer hybriden Designvariante aus Polymer-, Aluminium- und Stahlkomponenten, wie sich weitere 15 % Gewichtsvorteil erzielen lassen. Neben der in den meisten Verbrennungsmotoren verwendeten klassischen Nockenwellenlagerung sind seit einigen Jahren integrierte Modulbauformen im Serieneinsatz. Zum einen geschlossene Aluminiumhauben, zum anderen Leiterrahmen mit separat montierter Kunststoffhaube. Die Nockenwellen werden bei beiden Bauformen in der fertig bearbeiteten, geschlossenen Lagergasse der Haube bzw. des Leiterrahmens zu einem einbaufertigen Modul montiert. Bei geschlossenen Systemen (den monolithischen Aluminium-Zylinderkopfhauben) können, im Gegensatz zum Leiterrahmen mit separater Haube, bei der Motorenmontage Dichtungselemente und Befestigungsmittel eingespart werden. Hingegen hat der Leiterrahmen mit zusätzlicher Haube Vorteile hinsichtlich Akustik und Gewicht. Allen Konzepten ist gemein, dass die Gleitlagerung der Stahlwelle in einer Lagergasse aus Aluminium erfolgt. Da im Motorbetrieb Temperaturen von -40 bis +150°C im Zylinderkopf möglich sind, führen die unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten von Aluminium und Stahl bei steigender Motortemperatur zu einer Vergrößerung des Lagerspalts. Gleichzeitig sinkt mit der Erwärmung des Motoröls dessen Viskosität. Die Folge ist ein steigender Öldurchsatz durch die Lagerspalte, der von der Ölpumpe kompensiert werden muss, – zu Lasten der Motoreffizienz. Neben diesen Vorteilen eröffnet die hybride Bauweise aber völlig neue Perspektiven im Hinblick auf die Integration von Funktionen wie variablen Ventiltriebstechnologien oder Ölabscheidung. Die Entwicklung des Hybriden Haubenmoduls erfolgte im Rahmen des InCar®plus Projekts.

Das Projekt InCar®plus von ThyssenKrupp ThyssenKrupp InCar®plus ist das größte Forschungs- und Entwicklungsprojekt der ThyssenKrupp AG, welches bisher für die Automobilindustrie durchgeführt wurde. In mehr als 30 Projekten mit über 40 Lösungen hat ThyssenKrupp neue Produkte für die Bereiche Antrieb, Karosserie sowie Fahrwerk & Lenkung entwickelt. ThyssenKrupp unterstützt mit dem InCar®plus-Projekt Fahrzeughersteller, die automobilen Herausforderungen der Zukunft zu meistern, und positioniert sich als innovativer Entwick-

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

lungspartner für die Automobilindustrie. Dabei stehen umweltschonende Lösungen rund um Energieeffizienz, Elektromobilität und Leichtbau im Mittelpunkt. InCar®plus überzeugt dabei nicht nur durch Umfang und Vielfalt, sondern insbesondere auch durch den hohen Absicherungsgrad der Lösungen. Die Innovationen sind über die gesamte Wertschöpfungskette erprobt und abgesichert. Dies umfasst sämtliche Umform- und Bearbeitungsschritte des Werkstoffs, den Werkzeug- und Prototypenbau sowie die Montage für Großserien. Detaillierte Analyse zu Kosten und Umweltauswirkungen über die Produktlebensdauer runden diese Untersuchungen ab.

Konzept Hybride Zylinderkopfhaube Seit der Markteinführung von Zylinderkopf-Haubenmodulen mit integrierten, gebauten Nockenwellen im Jahr 2011 ist die klassische Nockenwellenlagerung mit geteilten Gleitlagern revolutioniert und um einen modularen Ansatz für Diesel- und Ottomotoren erweitert worden. Nockenwellen können seitdem in monolithischen AluminiumZylinderkopfhauben oder -Leiterrahmen zu einbaufertigen Modulen gebaut werden, siehe Abbildung 1.

Abbildung 1: Zylinderkopf-Haubenmodul in Aluminium-Bauweise

Durch Geometrieoptimierungen sowie den Entfall von Lagerringen und Befestigungselementen wurden bereits deutliche Gewichtsreduzierungen gegenüber der klassi-

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

schen Nockenwellenlagerung erreicht. Reibungsreduzierende Maßnahmen wie verringerte Lagerdurchmesser, geschlossene Gleitlager oder der Einsatz von Wälzlagern konnten umgesetzt werden. Die Herstellkosten fallen durch Einsparung von Komponenten sowie Vereinfachung der Montage im Motorenwerk sowie geringere logistische Aufwendungen geringer aus. Insbesondere die Ausführung mit Leiterrahmen und separater aufgesetzter Kunststoffhaube erzielte außerdem positive Akustikeffekte. Das von ThyssenKrupp konzipierte Nockenwellenmodul in Hybridbauweise (siehe Abbildung 2) verbindet die Vorteile von monolithischer Zylinderkopfhaube und Leiterrahmen-Bauweise. Hybridbauweise bezeichnet dabei die einbaufertige Herstellung eines Moduls aus Hauptkomponenten unterschiedlicher Materialien. Hauptkomponenten sind Lagerbrücken aus Aluminium mit funktionsoptimierendem Kern und die Kunststoffhaube. Alle Komponenten sind material- und beanspruchungsgerecht optimal ausgelegt.

Abbildung 2: Zylinderkopf-Haubenmodul in Hybridbauweise

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

Die Kunststoffhaube erfüllt folgende, bei der Bauteilgestaltung und Materialauswahl berücksichtigte Funktionen: Ɣ Abdichtung gegenüber Zylinderkopf und Umwelt durch eine Acrylat-KautschukDichtung Ɣ Ausrichtung der Lagerbrücken im Modul und Positionierung des Moduls auf dem Zylinderkopf durch toleranzausgeglichenes Fügeverfahren Ɣ Aufnahme von Anbauteilen mithilfe eingegossener Gewindebuchsen Ɣ Aufnahme von Befestigungselementen und Verschlüssen in der Haubengeometrie. Die im Rahmen des Projekts entwickelte Kunststoffhaube orientiert sich geometrisch an der Referenz-Zylinderkopfhaube und stellt somit eine nahezu bauraumneutrale Alternative zum Stand der Technik dar. Durch das wesentlich geringere spezifische Gewicht des Kunststoffs ist die neue Haube mit Lagerbrücken rund 500 g leichter als die monolithische Referenzhaube aus Aluminium. Zur Gewährleistung einer hohen Formstabilität sind nur geringfügige Änderungen an der Haubengeometrie notwendig. Um die geforderte Temperatur- und Medienbeständigkeit sowie Verarbeitbarkeit im Spritzgussprozess sicherzustellen, wurde als Werkstoff PA66 GF35 ausgewählt, das als Standardpolymer für Anwendungen im Verbrennungsmotor in vielfältiger Weise eingesetzt wird. Eine umlaufende Elastomerdichtung dichtet die Kunststoffhaube gegen die Lagerbrücken und den Zylinderkopf ab. Die Dichtung entkoppelt gleichzeitig die Haube von den Schwingbeschleunigungen des Motors. Für das Fügen der Hauptkomponenten Lagerbrücken und Kunststoffhaube entwickelte ThyssenKrupp ein neues Verfahren. Es entlastet nicht nur den Motorenhersteller vom Montageaufwand für die Kunststoffhaube, sondern reduziert auch den Bearbeitungsaufwand im Vergleich zu monolithischen Aluminiumhauben. In die Lagerbrücken eingepresste Buchsen stellen mit der Kunststoffhaube eine kraftund formschlüssige Verbindung her. Diese Buchsen werden mit einem neu entwickelten thermischen Verfahren mit der Kunststoffhaube verbunden.

Funktions- und Reibungsoptimierung Die Ventiltriebreibung hat an der Gesamtmotorreibung einen Anteil von ca. 15%, hier existieren wirtschaftlich interessante Potenziale für eine signifikante Reduzierung. ThyssenKrupp hat systematisch neue Ansätze auf der Basis weiterentwickelter Herstellungs- und Beschichtungsverfahren an den Nocken und den Nockenwellenlagern untersucht. Durch eine weiterentwickelte Fügetechnologie ist nun die Montage von fertig bearbeiteten Nocken ohne nachfolgende Schleif- oder Finishbearbeitung möglich. Dies eröffnet nun die Möglichkeit, auch Nocken mit spezieller Oberflächenveredlung, z. B dia-

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

mond-like-carbon (DLC) beschichtete Nocken, zu verbauen, siehe Abbildung 3. Diese können kostengünstig als Einzelteil beschichtet werden, eine aufwändige Abdeckung nicht zu beschichtender Wellenbereiche entfällt.

Abbildung 3: Haubenmodul mit DLC-beschichteten Nocken

Allen bisherigen Nockenwellenmodulen ist gemein, dass die Gleitlagerung der Stahlwelle in einer Lagergasse aus Aluminium erfolgt. Da im Motorbetrieb Temperaturen von -40 bis 150 °C im Bereich der Nockenwellenlagerung möglich sind, führen die unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten von Aluminium und Stahl bei steigender Motortemperatur zu einer Vergrößerung des Lagerspalts. Gleichzeitig sinkt mit der Erwärmung des Motoröls dessen Viskosität. Die Folge ist ein steigender Öldurchsatz durch die Lagerspalte, der von der Ölpumpe zu Lasten der Motoreffizienz kompensiert werden muss. Die Architekturvariante der hybriden Zylinderkopf-Haubenmodule erlaubt den Einsatz von hybriden Nockenwellenlagern, bestehend aus Aluminium-Lagerbrücken mit eingegossenen Lagerringen. Diese senken die Reibleistung um ca. 10-15 W sowie den Ölvolumenbedarf in den Gleitlagern um 30-40%.

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Variables Zylinderkopf-Haubenmodul der nächsten Generation

Einzelne Lagerbrücken bieten gegenüber monolithischen Aluminium-Zylinderkopfhauben durch geringere Geometrieeinschränkung im Gießprozess ein Leichtbaupotenzial, da diese besser auf die Kraftflussrichtung der auftretenden Steuertriebs- und Ventiltriebskräfte hin ausgelegt werden können. Die deutlich einfachere Gestaltung der Lagerbrücken erleichtert ihre weitere Optimierung. So können zum Beispiel funktional unnötige Materialanhäufungen vermieden werden, wie sie bei einer monolithischen Aluminiumhaube gießtechnisch erforderlich sind. In den nicht funktions- und festigkeitsrelevanten Bereichen ist es möglich, die Materialquerschnitte zu reduzieren. Die Auszugsrichtung einer monolithischgegossenen Haube aus Aluminium lässt hier keine Hinterschnitte zur Materialreduzierung zu. Lagerbrücken mit funktionsoptimierendem Kern sind Aluminiumgussteile mit partiellen Lagereinsätzen aus porösen Materialien basierend auf Keramik- oder Eisenwerkstoffen. Diese gleichen die Wärmeausdehnung der Lagerstellen einer Nockenwelle zu dieser an. Mikrogeometrische, formschlüssige Verbindungen wurden mit Keramikund Sinterwerkstoffen im Druckgussprozess entwickelt und dabei auch neue Infiltrationsprozesse analysiert. Während extremer Leichtbau mit dem Keramik-Werkstoff möglich ist, stellt der Sintermetallring eine kosteneffiziente und zeitnah einsetzbare Serienlösung dar. Makrogeometrische, formschlüssige Verbindungen wurden ebenso mit Stabilisierungsringen aus Eisenwerkstoff erzielt, die vollständig von Aluminium umgossen sind. Bei allen Lagerbrücken mit funktionsoptimierendem Kern ist die Nockenwelle im Aluminium gelagert und der Verstärkungsring, mit seinem thermischen Ausdehnungskoeffizienten äquivalent zu dem der Nockenwelle, hält das Lagerspiel über alle Temperaturbereiche annähernd konstant. FEM-Analysen belegen, dass die auftretenden Spannungen in der Lagerbrücke in allen Temperaturbereichen unkritisch sind. Neben der Senkung des Öldurchsatzes an den Lagerstellen ist mit zusätzlichen Maßnahmen an der Nockenwelle die Reibleistung weiter zu reduzieren.

Integration Ölabscheidung Basierend auf der Realisierung eines in die Nockenwelle integrierten Ölabscheiders für Blow-by-Gase wurde ein Integrationskonzept für die hybride Zylinderkopfhaube entwickelt. Dieses bietet bei minimalem Bauraumbedarf eine hohe Abscheideleistung insbesondere bei kleinen und kleinsten Öl-Partikelgrößen < 1 µm. Der Haupt-Kundennutzen von integrierten Ölabscheidesystemen als Bestandteil der Kurbelgehäuseentlüftungssysteme ist neben der verbesserten Abscheideleistung die Bauraumeinsparung. Sie macht eine kompakte Motorbauweise für die Einhaltung der Anforderungen an den passiven Fußgängeraufprallschutz und einen Bauraumgewinn

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für die mögliche Neuanordnung verschiedener Motorperipheriesysteme wie z.B. Turbolader oder Ladeluftkühler, möglich. Um die Abscheideeffizienz ggü. bestehenden Lösungen zu optimieren wurde in Kooperation mit dem Sächsischen Textilforschungsinstitut e.V. (STFI) ein spezieller Vliesstoff entwickelt. Neben der verbesserten Abscheideleistung weißt das Material eine bidirektional elastische Stützstruktur auf, die die Montage und Teilekomplexität des Abscheiders vereinfacht. Des Weiteren sorgt die mit Hilfe von CFD-Simulationen (Computational Fluid Dynamics) ausgelegte Gasführung für eine gezielte Anströmung des Vlieses innerhalb des Abscheidekörpers. Die Restölbeladung im gereinigten Blow-by-Gas konnte somit lastpunktabhängig um 30 bis 50 % reduziert werden. Zum einen besteht die Möglichkeit, dieses System in die Nockenwelle zu integrieren (Presta Oil Separation System – POSS®), siehe Abbildung 4. Hierbei werden alle benötigten Bauteile in eine hohle gebaute Nockenwelle integriert bzw. an diese angebaut. Unter entsprechenden geometrischen Bedingungen kann dieses System auch in Integrierten Zylinderkopf-Haubenmodulen verbaut werden.

Abbildung 4: Nockenwellenintegriertes Ölabscheidesystem

Als Erweiterung des bisherigen Lösungsansatzes wurde ebenfalls die Integration eines Ölabscheiders in die Haubenstruktur eines integrierten Zylinderkopf-Haubenmoduls entwickelt, siehe Abbildung 5.

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Abbildung 5: Integrationsmöglichkeit eines Ölabscheidesystems im Zylinderkopf-Haubenmodul

Dies ist insbesondere wichtig in Kombination mit variablen Ventiltriebsystemen, die oft keinen ausreichenden Bauraum im Inneren einer Nockenwelle erlauben. Dieser Designansatz ist sowohl für Aluminium- als auch für Kunststoff-Zylinderkopfhauben geeignet und zeichnet sich durch einen Bauraumvorteil gegenüber bestehenden Lösungen von ca. 30% aus. Neben der passiven Variante des Ölabscheidesystems ist auch eine volumenstromabhängig geregelte Ausführung lieferbar. Beide Systeme wurden als Motorlebensdauerbauteil ausgelegt, d.h. ein Wartungsintervall ist nicht vorgesehen.

Integrationspotential variabler Ventiltriebsysteme Zur Erschließung weiterer Emissionspotenziale steigt der Bedarf an variable Lösungen im Ventiltrieb deutlich. Diese Technologien, wie zum Beispiel Schiebenockensysteme (z.B. ACT) oder Concentric Cam, müssen künftig in ZylinderkopfHaubenmodule integrierbar sein. Die Integration variabler Nockenwellentechnologien in Zylinderkopf-Haubenmodule stellt aus montagetechnischer Sicht eine Herausforderung dar. Zum einen sind die

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Nockenwellen in Ihrem Aufbau deutlich komplexer als herkömmliche Ausführungen. Zum anderen erfordern diese oft auch zusätzliche Montageschritte im HaubenmodulUmfeld, was durch eingeschränkte Zugänglichkeit erschwert wird. In ersten Entwicklugnsstufen wurden diese Herausforderungen bereits an Haubenmodulen mit Aluminium-Gusskörper umgesetzt. Die hybride Zylinderkopfhaube ist eine zukunftsfähige Lösung, unter anderem für die Integration von variablen Systemen. Die Modularität des Designs erlaubt die Verwendung von Gleichteilen für variable und nicht-variable Ausführungen. Weiterhin können durch die modulare Bauweise auch elektromagnetische Aktuatoren, zum Beispiel für Schiebenockensysteme flexibel integriert werden. Die Hybridbauweise bietet den Vorteil der material- und funktionsgerechten Auslegung der einzelnen Bauteile. Die hohen Anforderungen hinsichtlich Steifigkeit und Positionstoleranzen zur Aufnahme der Aktuatoren können in Aluminium- bzw. Stahlteilen in hybrider Bauweise umgesetzt werden. Materialseitig überdimensioniertes, zur hermetischen Verschließung des Zylinderkopfes eingesetztes Aluminium kann als Kunststoff gewichtsreduziert umgesetzt werden.

Zusammenfassung und Ausblick Im Zuge der Modularisierung von Verbrennungsmotoren wurde mit den integrierten Zylinderkopf-Haubenmodulen ein bedeutender Fortschritt in der Motor-Architektur erzielt. Aufbauend auf dieser Grundkonzeption wurden bereits wenige Jahre nach Markteinführung der ersten Modelle mit der Hybrid-Konstruktion in AluminiumKunststoff-Verbund, den hybriden Nockenwellenlagern sowie Integrationslösungen für Ölabscheidung und variable Systeme wichtige Zukunftspotenziale für effizientere Motoren aufgezeigt. Gewichts- und Reibungsreduzierung, funktionale Integration und nicht zuletzt auch Kostenpotenziale stehen bei konsequenter Nutzung der Möglichkeiten der Modulbauweise den Motorenentwicklern zur Verfügung. Diese Kombination von positiven Faktoren macht die Zylinderkopf-Haubenmodule zu einem der Top-Themen im Motorendesign der kommenden Jahre.

Hinweis: Die Entwicklung des hybriden Zylinderkopf-Haubenmoduls und der NockenwellenIntegrierten Ölabscheidetechnologie wurden aus Mitteln der Europäischen Union gefördert.

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– turbo by wire – elektrisch unterstützter Turbolader Cross-Charger® ermöglicht das große Potenzial von Downsizing-Motoren zu bergen H. Gödekea,1 und K. Prevedela,b,2 a G+L innotec GmbH, Lindenmaierstr. 24, 88471 Laupheim, Deutschland b AVL List GmbH Hans-List-Platz 1, 8020 Graz, Österreich

1 E-mail: [email protected], URL: www.gl-innotec.com 2 E-mail: [email protected], URL: www.avl.com

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Kurzfassung Downsizing und Downspeeding sind in Verbindung mit Abgasturboaufladung, Direkteinspritzung und variablem Ventiltrieb die wesentlichen etablierten Maßnahmen, um die geforderten CO2-Emissionsgrenzwerte erreichen zu können. Das Aufladesystem spielt eine Schlüsselrolle bei der Erschließung der Einsparpotenziale. Das Kernproblem aller turboaufgeladenen Verbrennungsmotoren besteht im verzögerten Mitteldruckaufbau bei niedrigen Drehzahlen. Das wirksamste Mittel, positiven Einfluss auf das dynamische Verhalten von turboaufgeladenen Motoren zu nehmen, ist, im benötigten Zeitpunkt zeitlich befristet Hilfsenergie einzuspeisen. In der vorliegenden Arbeit werden Grundlagen eines neuen hybriden Aufladesystems, Cross-Charger®, erläutert, das eine Weiterentwicklung eines elektrisch unterstützten Turboladers darstellt. Beim Cross-Charger® werden die wesentlichen, langjährig erprobten Baugruppen eines konventionellen Turboladers übernommen. Der vorgestellte Medienspaltmotor ist ein integraler Bestandteil des Verdichters. Die kurzfristige elektromotorische Unterstützung führt beim Cross-Charger® zu einer wesentlichen Verbesserung des Mitteldruckaufbaues mit einem Anstieg des Momentengradienten um mehr als das 2,5-Fache gegenüber dem Standard-ATL ohne Medienspaltmotor. Schlagworte: Downsizing, Transientverhalten, elektrisch unterstützte Aufladung, Cross-Charger®, Ansprechverhalten, Turboloch, Mitteldruck, Permanentmagnetmotor, Medienspaltmotor, Momentengradient

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– turbo by wire – electric assisted turbocharger Cross-Charger® enables to realize the huge potential of downsizing engines H. Gödekea,3 and K. Prevedela,b,4 a G+L innotec GmbH, Lindenmaierstr. 24, 88471 Laupheim, Germany b AVL List GmbH Hans-List-Platz 1, 8020 Graz, Austria

Abstract Downsizing and downspeeding in conjunction with turbocharging, direct injection and variable valve control are the essential established measures to achieve the required CO2 limits. The charging system plays a key role in realizing the energy saving potential. The major problem of all turbo charged combustion engines is their delayed response regarding the mean effective pressure buildup at low rpm. The most efficient way to improve the dynamic behavior of turbo charged engines is to feed the system temporally with auxiliary power at a certain time. In this paper the basics of a new hybrid charging system Cross-Charger® are explained, which is a derivative of an electric assisted turbocharger (ea-TC). For the Cross-Charger® the essential and in many years approved components of a conventional turbocharger are used. The presented airgap motor is a constituent part of the compressor. The short electric assistance caused by the Cross-Charger® leads to a severe improvement of the mean effective pressure buildup. The achieved torque gradient of a turbocharged combustion engine is improved by 2.5 in comparison to a standard TC without an airgap motor. Keywords: Downsizing, transient behavior, electric assisted turbocharger, CrossCharger®, response turbolag, mean effective pressure, permanent magnet motor, airgap-motor torque gradient

3 E-mail: [email protected], URL: www.gl-innotec.com 4 E-mail: [email protected], URL: www.avl.com

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1 Ausgangssituation Der anhaltend steigende Mobilitätsbedarf der Gesellschaft stellt eine wesentliche Herausforderung für die Zukunft dar. Den Beitrag, den die Elektromobilität leisten kann, um dieses Mobilitätsbedürfnis zu sättigen, erscheint jedoch begrenzt zu sein. Auch mittelfristig wird der Verbrennungsmotor seine dominante Rolle als Antriebsaggregat beibehalten. Er kann und muss jedoch durch weitere Optimierungen, einschließlich der Elektrifizierung, zukünftig noch sauberer und sparsamer werden. Reizt man das gesamte Technologiespektrum aus und entwickelt konsequent weiter, kann man im Vergleich zu herkömmlichen Motoren 30 bis 35 Prozent beim Verbrauch und bei den CO2-Emissionen einsparen. Aber ohne wesentliche Verbesserungen von Diesel- und Ottomotor wird kein Hersteller die künftigen EU-Vorgaben bezüglich der CO2-Emissionen einhalten können. Downsizing und Downspeeding sind in Verbindung mit Abgasturboaufladung, Direkteinspritzung und variablem Ventiltrieb die wesentlichen etablierten Maßnahmen, um bis 2020 die geforderten CO2Emissionsgrenzwerte von 95 Gramm und bis 2025 schließlich 75 Gramm erreichen zu können. Das Kernproblem aller turboaufgeladenen Verbrennungsmotoren besteht im verzögerten Mitteldruckaufbau bei niedrigen Drehzahlen. Bei der Abgasturboaufladung ist die Aufladung nur auf thermodynamischer Ebene mit dem Verbrennungsmotor gekoppelt. Dies bietet auf der einen Seite den Vorteil, dass die Abgasenergie verwertet werden kann, auf der anderen Seite entsteht der Nachteil, dass je nach Lastpunkt im Kennfeld die Turboladerdrehzahl stark variiert. Im stationären Betrieb entspricht die erzielte Verdichterleistung der Turbinenleistung abzüglich der Verlustleistungen, verursacht z. B. durch die Wellenlagerung. Wie in Abb. 01 dargestellt, reagiert ein aufgeladener Verbrennungsmotor bei einem Lastsprung mit einem Spontanmoment sowie einem zeitverzögerten Momentenanstieg bis zum Volllastmoment. In der Praxis kann dieser Momentenanstieg bei einem Turbomotor mehrere Sekunden dauern, was die Fahrbarkeit und damit die Kundenakzeptanz nachhaltig beeinträchtigt. Im Gegensatz dazu entspricht bei einem Saugmotor das Spontanmoment dem Volllastmoment, wodurch die Fahrbarkeit deutlich verbessert wird. Erfolgt der Lastsprung eines aufgeladenen Verbrennungsmotors bei niedrigen Drehzahlen (1.500 – 2.000 Upm), steht der Turbine nur ein geringes Enthalpiegefälle für die Verdichter- und Verlustleistung zur Verfügung. Nur die noch freie Leistung dient dann zur Beschleunigung des Laufzeugs, bestehend aus Turbinenrad, Läuferwelle und Verdichterrad. Darüber hinaus stellt der geringere Turbinenwirkungsgrad im unteren Kennfeldbereich ein weiteres Handicap dar.

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Abb. 01: Lastsprung bei einem Turbo- und einem Saugmotor [01]

Folge dieser Effekte ist eine nur geringe nutzbare Leistung, die für die Beschleunigung des Turboladers bis zum stationären Endpunkt zur Verfügung steht. Dieser unvollständige Aufladeprozess hat wiederum nicht nur negative Auswirkung auf die Fahrbarkeit, sondern vielmehr auch auf den Kraftstoffverbrauch sowie die Schadgasemissionen. Der Zielkonflikt zwischen geringem Kraftstoffverbrauch des Verbrennungsmotors im Nennleistungsbereich und dem für das Downspeeding notwendigen hohen Low-EndTorque sowie gutem Transientverhalten erfordert bei der Auslegung der Aufladeaggregate einen Kompromiss. Mit steigendem Aufladegrad verschärft sich dieser Konflikt. Dies kann letztendlich zu einer signifikanten Differenz zwischen Zyklus- und Realverbrauch führen, die mittlerweile auch die Endkunden vermehrt monieren. [02] Die lange betrachtete mehrstufige Aufladung stellt hierbei nur begrenzt einen Lösungsansatz dar, da – bedingt durch die Komplexität, Mehrkosten und Bauraumbedarf – deren Einsatz nicht im Massenmarkt der Downsizing-Motoren zu sehen ist. Darüber hinaus schlägt bei der mehrstufigen Aufladung mit steigendem DownsizingGrad die Wirkungsgradverschlechterung des kleinen Hochdruckladers zu Buche, wodurch die Systemvorteile im niedrigen Drehzahlbereich aufgewogen werden. Nicht zu vernachlässigen sind auch die negativen Auswirkungen auf die Emissionen bedingt durch eine Verlängerung der Katalysator light-off-Zeiten. [02]

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Viel beachtet sind mittlerweile zweistufige Systeme, bestehend aus einem Turbolader mit einem upstream oder downstream angeordneten elektrisch angetriebenen Zusatzverdichter. Dabei wird der Turbolader für den Nennleistungspunkt ausgelegt. Die Nachteile hinsichtlich des erzielbaren Low-End-Torque und dem Transientverhalten werden durch die temporäre Zuschaltung des Zusatzverdichters ausgeglichen. Das ursprünglich als zweistufige Aufladung konzipierte System wird in der Regel nur noch transient mit einer Einschaltdauer < 3 sec genutzt. Die Zweistufigkeit spielt insofern nur noch eine untergeordnete Rolle.

Abb. 02: VTES, elektrischer Supercharger [03]

Ein interessanter Aspekt der elektrisch unterstützen Aufladung stellt die sogenannte thermodynamische Verstärkung dar: Die dem Verdichter zugeführte elektrische Energie wird durch die erneute Verdichtung und Verbrennung der Zylinderladung mehr als verzwölffacht, bevor sie der Kurbelwelle zugeführt wird [02]. Um aufgeladene Downsizing-Motoren für eine breite Masse wirklich attraktiv zu machen, müssen jedoch Zusatzmaßnahmen zur Unterstützung der Turbolader im Transientbetrieb erfolgen, welche immer das gleiche Ziel verfolgen: Erhöhung des Energieangebots für die Turbinen im dynamischen Betrieb bei niedrigen Drehzahlen zu bezahlbaren Kosten. Das wirksamste Mittel, positiven Einfluss auf das dynamische Verhalten von turboaufgeladenen Motoren zu nehmen, ist, zum benötigten Zeitpunkt zeitlich befristet Hilfsenergie einzuspeisen. [01]

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Abb. 03: prinzipieller Aufbau eines elektrisch unterstützten Turboladers

Dieser Grundgedanke wird bei einem elektrisch unterstützten Turbolader umgesetzt. Dabei wird der Hochlauf des Laufzeuges von der thermodynamischen Abhängigkeit weitgehend entkoppelt und die Drehzahlsteigerung primär über einen mit der Läuferwelle verbundenen Elektromotor bewerkstelligt. Damit gelingt es, die Turboladerdrehzahl weitgehend von der Kurbelwellendrehzahl zu entkoppeln. [01] Neben der reinen elektromotorischen Unterstützung des Aufladeprozesses bietet ein derartiges Konzept grundsätzlich auch die Möglichkeit, Energie zu rekuperieren. Anstatt die Abgasenergie über das Wastegate ungenutzt in den Abgastrakt zu leiten, kann durch den Generatorbetrieb elektrische Energie erzeugt und in einem Speicher zwischengespeichert werden. Darüber hinaus sollten diese Aufladeaggregate exakter geregelt werden können, da ein ständiges Drehzahlmonitoring stattfindet. Besonderheiten wie eine aktive Nachlaufkühlung, Vermeidung von Oberschwingungen und Overspeeding, Voraufladung für den Kaltstart zur Reduzierung der Emissionen etc. stellen weitere mögliche Vorteile dar.

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2 Anforderungen Nahezu alle OE habe mittlerweile erkannt, dass das Aufladesystem eine Schlüsselrolle bei der Erschließung der Potenziale von Downsizing- und Downspeeding-Motoren darstellt. Insofern werden derzeit zahlreiche Evaluierungen mit den unterschiedlichsten Aufladesystemen durchgeführt. Primärziel ist, ein nahezu saugmotorisches Ansprechverhalten des Verbrennungsmotors mit möglichst geringem Aufwand zu erzielen. Das Lastenheft der Aufladesysteme für Downsizing-Motoren hat sich in den letzten Jahren geändert: Im Vordergrund stehen einstufige Aufladetechnologien, die über ein sehr gutes Transientverhalten innerhalb eines vorgegebenen stationären Drehmomentkennfeldes verfügen. Darüber hinaus muss ein gutes Ansprechverhalten bei speziellen Fahrmanövern, wie z. B. Anfahren, Segeln …, realisiert werden. Eine Verdichterkennfeldvergrößerung oder eine weitere Steigerung des Verdichterverhältnisses stehen beim Massenmarkt der Downsizing-Motoren nicht mehr im Focus, sondern vielmehr Aspekte wie Systemkomplexität, Packaging, Kosten etc. Auch das Thema Bordnetz galt jahrelang als K.-o.-Kriterium für eine weitere Teilelektrifizierung des Antriebstrangs. Das Verharren auf ein 12-V-Bordnetz verhinderte frühzeitig den Einsatz erster elektrisch unterstützter Aufladesysteme. Mittlerweile sind 48-V-Teilbordnetzsysteme nicht mehr wegzudiskutieren und werden sich in Zukunft im Motorraum durchsetzen. Obwohl elektrisch unterstützte Aufladesysteme mit Einschränkungen auch mit 12 V betrieben werden können, beinhaltet das Gros der Lastenhefte für elektrisch unterstützte Aufladesysteme bereits 48-V-Teilbordnetze oder gar höhere Spannungsebenen. Die Lastkollektive der elektrischen Aufladesysteme variieren je nach Fahrzeugauslegung deutlich. So reicht eine Einschaltdauer (Boosting time) von 0,5 – 1,5 sec bei ökonomisch orientierten Auslegungen bereits aus. Bei sportiven Anwendungen werden Einschaltzeiten von bis zu 5 sec erreicht. Auch die Zeitspannen zwischen den Boost-Vorgängen variieren je nach Anwendung deutlich. Werden bei ökonomischen Auslegungen nur wenige Boostvorgänge in Minutenabständen benötigt, so könnte dies bei sportiven Applikationen bereits bis zu 8 Boostvorgänge pro Minute betragen. Daraus resultieren nicht nur sehr unterschiedliche Anforderungen an das Energiemanagement des Fahrzeugs, sondern auch an das Kühlmanagement der elektrischen Aufladesysteme. Größte Schwierigkeit bereitet es den OE, adäquate Auslegungsgrenzen zu definieren, da klassische Fahrzyklen wie NEFZ oder WLTP nicht genutzt werden können, sondern vielmehr individualisierte Fahrzyklen erstellt werden müssen. Auch die notwendige Verbesserung des Ansprechverhaltens zu quantifizieren fällt mitunter sehr schwer. Sie hat aber wiederum gravierende Einflüsse auf die notwendige elektrische Leistung des Systems. Abgabeleistungen von < 1,5 kW ermöglichen bei den meisten

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Applikationen bereist eine signifikante Verbesserung des Boosting-Gradienten um das 2,5-Fache von (> 90 Nm/sl) Weitere Steigerungen sind zwar technisch möglich, aber mit deutlich höheren Aufwänden verbunden. Insofern sollten im Vorfeld die tatsächlich notwendigen Systemanforderungen kritisch geprüft werden. Dabei empfiehlt es sich, frühzeitig per E-Motor- und BoostSimulation die ersten Optimierungsschleifen zu durchlaufen, bevor eine endgültige Systemauslegung erfolgt.

3 Designaspekte der eu-ATL Viele Versuche, einen elektrisch unterstützten Turbolader (eu-ATL) zu realisieren, scheiterten daran, dass die eingesetzten konventionellen E-Motoren das Massenträgheitsmoment der Läufergruppe derart erhöht haben, dass eine Verbesserung des Ansprechverhaltens des eu-ATL nicht erreicht werden konnte.

Abb. 04: Turbolader mit elektrischer Unterstützung eu-ATL [02]

In Abb. 04 ist einer der ersten elektrisch unterstützten Abgasturbolader dargestellt, der über einen in den Lagerbock integrierten E-Motor sowie über Wälzkörperlagerungen verfügt. Grundsätzlich gilt, dass der Drehzahlgradient eines eu-ATL mindestens so groß sein muss wie der eines vergleichbaren Standardladers.

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Die entscheidende Größe für eine motorische Auslegung eines eu-ATL ist der Quotient aus Drehmoment des E-Motors und dem dazugehörigen Massenträgheitsmoment:

Die Masse des Elektromotor-Rotors führt darüber hinaus zu einer zusätzlichen Lagerbelastung. Auch hier ist ein Minimalprinzip bei der Auslegung zu beachten. Das hohe Drehzahlniveau der Turbolader stellt eine weitere Hürde für die Realisierung eines eu-ATL dar. Nur wenige E-Motoren sind in der Lage, Drehzahlen von über 200.000 Upm mechanisch und elektrisch zu überstehen. Dies gelingt nur mit einem Leichtbaurotor, der über eine entsprechende Rotorarmierung verfügt. Neben der beschriebenen Drehmoment-/Massenträgheitsmoment-Problematik stellt eine weitere, nicht zu unterschätzende Herausforderung der Wärmestrom von der Turbine in den Lagerbock dar. Insbesondere bei Ottomotor-Anwendungen kann dieser Wärmestrom dazu führen, dass die Rotormagnete der Elektromotoren entmagnetisiert werden.

4 Aufbau des Cross-Chargers® Im Rahmen eines durch das Bundesministerium für Wirtschaft und Energie geförderten Projektes wurden die Grundlagen eines neuen hybriden Aufladesystems, CrossCharger®, für PKW und LKW entwickelt. Dabei wird die G+L innotec durch die AVL-Graz maßgeblich bei der Untersuchung der Wechselwirkung mit dem Verbrennungsmotor unterstützt. Der Cross-Charger® basiert auf der Grundlage eines klassischen eu-ATL. Grundsätzlich wurde der E-Motor aus dem Lagerbock des eu-ATL entfernt und durch einen kleinen, bürstenlosen Hochleistungspermanentmagnet-Motor ersetzt, der in das Verdichtergehäuse integriert wurde. Die eingesetzten Medienspaltmotoren zeichnen sich grundsätzlich durch ein hohes Anfahrmoment sowie geringes Massenträgheitsmoment aus. In Abb. 05 sind die Unterschiede zwischen einem klassischen eu-ATL sowie dem Aufladesystem CrossCharger® schematisch dargestellt.

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Konventioneller eu-ATL

Cross-Charger®

Abb. 05: Unterschied eu-ATL und Cross-Charger®

Durch die oben beschriebenen konstruktiven Maßnahmen kann die thermische Belastung des E-Motors reduziert werden. Da der NbFeB-Hochleistungs-Rotormagnet in die Wellenmutter integriert wurde, wird keine weitere Lagerstelle benötigt. Diese Konstruktion erlaubt es, die wesentlichen Komponenten eines konventionellen ATL, wie z. B. Turbine, Lagerbock, Läuferwelle, Axial- und Radial-Lager, Verdichterrad, unverändert zu übernehmen. Die Cross-Charger®-Technologie ist mit nahezu allen gängigen Turboladersystemen (Wastegate, VTG, Twinscroll, Dualboost, …) kompatibel.

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Abb. 06: Medienspaltmotor im Verdichter eines Standard-ATL

Die erzeugte Statorkartusche des Cross-Charger® bildet direkt die Kontur zum Verdichterrad ab. In Abb. 06 ist zur Verdeutlichung die Statorkartusche ohne Gießharzmatrix dargestellt. Die Wickelköpfe der Statorwicklung reichen bis in die Kontur des Verdichters, um den Bauraum bestmöglich zu nutzen. In Abb. 07 ist ein Cross-Charger®-Prototyp abgebildet, der auf der Basis eines konventionellen Wastegate–Laders realisiert wurde. Gut zu erkennen sind der armierte Rotormagnet der Wellenmutter innerhalb des Verdichteransaugtraktes sowie die Statorkartusche des Medienspaltmotors. Um den etablierten Fertigungsprozess eines Turboladers beizubehalten, wird auch bei einem Cross-Charger® die modifizierte Wellenmutter als letztes Bauteil bei Zusammenbau des Lagerbocks nach der Montage des vorgewuchteten Verdichterrads montiert und anschließend die gesamte Baugruppe feingewuchtet. Der Wuchtabtrag erfolgt an der Armierung des Rotors. Der Abtrag erscheint aufgrund des verlängerten Abstands zur Rotationsachse im direkten Vergleich zum Basislader vereinfacht zu sein.

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Abb. 07: Cross-Charger®-Prototyp Blickrichtung Ansaugtrakt

Entscheidend für die erzielbare Wuchtgüte ist die Gestaltung der Fügestelle Verdichterrad/Wellenmutter. Durch eine geeignete Konstruktion hinsichtlich Form und Güte wird eine sehr gute Wuchtgüte, deutlich besser als 0,1 gmm, erzielt. Diese Ergebnisse wurden an mehreren Versuchsbauteilen verifiziert. Dabei wurde der Rotor jeweils bis auf Maximaldrehzahl von 180.000 1/min beschleunigt. Der Rotormagnet der modifizierten Cross-Charger®–Wellenmutter stellt ein auskragendes Bauteil dar. Durch die Zusatzmasse wird im vorgestellten Cross-Charger®Prototypen die Masse der Läuferanordnung um ca. 38 g erhöht. Dies bedeutet eine

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Steigerung des Massenträgheitsmoments des verwendeten K04-Laders um ca. 5,5 %. Gleichzeitig wird jedoch der Massenschwerpunkt nahezu in das Zentrum der Lagerbuchse verschoben. Dieser Effekt wirkt sich vorteilhaft auf die resultierende Lagerbelastung aus, da die Flächenpressungen in den beiden Laufflächen der Lagerbuchse (semifloating) dadurch weitgehend identisch sind.

Abb. 08: Massenschwerpunkt der Cross-Charger®-Läuferanordnung

Wie dargestellt, kann eine Veränderung der Läuferanordnung auch die Wellenbahn beeinflussen. Die Bewertung der Rotordynamik erfolgte im Rahmen des Projektes mit Hilfe von FEM-Analysen. Dabei wurde die an Prototypen ermittelte maximale Unwucht von 0,1 gmm an das äußerste Ende der Magnetarmierung lokalisiert.

Abb. 09: FEM-Analyse, Gesamtverformung bei Maximaldrehzahl und max. Unwucht

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Im Vergleich zum Standardlader treten weder signifikant erhöhte Verformungen noch Spannungen im Bauteil auf. Die Maximalwerte der Spannungen werden wie im Standardlader nur im Turbinen- und im Verdichterrad erreicht. Die durch die angenommene Unwucht erzeugte resultierende Lagerbelastung von ca. 52 N erscheint ebenfalls unkritisch. Die Frequenzen der Eigenschwingungen werden, wie zu erwarten war, etwas verändert. Das Gesamtschwingungsverhalten des K04-Basisladers wird jedoch grundsätzlich beibehalten. Je nach Systemauslegung und Verwendung eines anderen Basisladers kann das dynamische Verhalten des Rotors jedoch auch etwas andere Ergebnisse liefern. Für die Erzielung der guten Wuchtgüte ist nicht nur der Abstand der Rotorarmierung von Vorteil, auch die Verschiebung des Massenschwerpunktes wirkt sich vorteilhaft aus. Grundsätzlich wird die erzielbare Wuchtgüte des Basisladers durch die Zusatzmasse nicht verschlechtert, sondern tendenziell eher verbessert. Die bislang untersuchten Prototypenstückzahlen lassen natürlich noch keine detaillierten, quantitativen Aussagen über die Prozesssicherheit des Serienwuchtprozesses zu. Sie belegen jedoch eindrucksvoll dessen Machbarkeit.

5 Medienspaltmotor-Kenndaten In Abb. 10 und 11 sind die erzielbaren Eigenschaften einer typischen Medienspaltmotorauslegung aufgeführt, wie sie für einen Cross-Charger® zum Einsatz kommt. Der Innendurchmesser des Ansaugtraktes beträgt bei dieser Auslegung ca. 42,5 mm bei einem Rotormagnetdurchmesser von ca. 16,7 mm.

Drehmoment Drehmoment [Ncm]

(DC75_42,4_25lg_16,7_26lg_4,0kW) 80 60 40 20 0

Abgabe motorisch

Drehzahl [1/min] Abb. 10: Drehmoment motorisch/generatorisch einer typischen Medienspaltmotorauslegung [05]

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Abb. 10 zeigt das erzielbare motorische Drehmoment eines typischen Medienspaltmotors von ca. 70 Ncm. Charakteristisch ist dabei das erzielbare hohe Anfahrdrehmoment, das mit steigender Turbolader-Drehzahl abnimmt. Das für den Generatorbetrieb erforderliche Drehmoment bleibt weitgehend über den Drehzahlbereich konstant. Abb. 11 verdeutlicht die entsprechend notwendige elektrische Aufnahmeleistung dieser Auslegung sowie die auf die Welle abgegebene mechanische Leistung sowohl im motorischen wie auch im generatorischen Betrieb. Der daraus resultierende Wirkungsgrad des Motors beträgt ca. 50 % bei 10.000 1/min bis hin zu 92 % bei Drehzahlen > 75.000 1/min. im motorischen Volllastbetrieb.

Abgabeleistung (DC75_42,4_25lg_16,7_26lg_4,0kW) Motor: Abgabe an Welle

Leistung [W]

4000 3000 2000 1000

1,5 kW

0

Motor: Aufnahme an Klemme Generator: Abgabe an Klemme

Drehzahl [1/min] Abb. 11: Abgabe- und Aufnahmeleistung einer typischen Medienspaltmotorauslegung im motorischen und generatorischen Betrieb [05]

Prinzip bedingt sind bei Medienspaltmotoren die generatorischen Leistungen geringer als die erzielbaren motorischen Leistungen, die für die Boost-Unterstützung benötigt werden. Medienspaltmotoren können je nach Anforderungen auch mit höheren Leistungen und Drehmomenten dargestellt werden. Wie sich aber im Verlauf der weiteren Ausführung zeigt, genügt eine Abgabeleistung von ca. 1,5 kW für die meisten PKWAnwendungen (bis 1,8 l Hubraum, 100 kW/l) völlig aus, um ein nahezu saugmotorisches Verhalten zu erzielen.

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6 Boost Simulation Verbrennungmotor (AVL) Das Potenzial der elektrisch unterstützten Aufladung wurde schon in vielfältiger Form beschrieben [01]. Deren Einsatz wird derzeit an hochaufgeladenen 3-ZylinderVersuchsmotoren, an aufgeladenen 4-Zylinder-Otto- und Diesel-Serienmotoren bis hin zu hochaufgeladenen 16-Zylinder-Motoren für Sportwagenapplikationen untersucht. Auch im Nutzfahrzeugbereich herrscht großes Interesse, den Aufladevorgang temporär zu unterstützen bzw. die Abgasenergie zur Rekuperation zu nutzen. Auch der Einsatz in Baumaschinen, wie z. B. in Mobil- und Raupenbaggern, wird mit großem Interesse verfolgt, da durch eine breite Drehmomentkennline des Verbrennungsmotors ein gezieltes Downspeeding zur Verbrauchsoptimierung erzielt werden kann. Die Darstellung der zu erwartenden Potenziale eines mit Cross-Charger® ausgerüsteten Turboladers im transienten Motorbetrieb erfolgte durch die AVL List GmbH, mit einem 1-D-Motormodell in AVL BOOST. Es wurden standardisierte Lastsprünge aus 1 bar Mitteldruck auf Volllast bei konstant 1.500 Upm simuliert. Exakt diese Lastsprünge werden bei AVL auch am Prüfstand ermittelt, sodass simulierte und gemessene Lastsprunggradienten mit guter Sicherheit und anschaulich verglichen werden können. Ein BOOST-Modell für einen TGDI 4-Zylinder mit ~1,8 l Hubraum, knapp 100 kW/l spezifischer Leistung sowie abgestimmten Parametern für Ladungswechsel (Phasenschieber) und Verbrennung wurde mit den aktuellen Trägheitsmomenten der BasisATL-Radgruppe sowie den entsprechend erhöhten Werten des zusätzlichen CrossCharger®-Rotors versehen. Die erhaltenen Drehmoment-Drehzahl-Messwerte des Luftspaltmotors (in 1,5-kW-Variante) wurden als abrufbare Zusatzleistung auf die ATL-Welle spezifiziert. Die Aktivierung des Medienspaltmotors beginnt mit dem Lastsignal = 1 und wurde auf 3 s festgesetzt. Nach Abschaltung läuft der CrossCharger®-Rotor leistungslos ohne relevante Schleppverluste.

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Abb. 12: 1,8 l TGDI, Lastsprung 1.500 Upm, pe = 1 bar Æ WOT Cross-Charger® CS für 3 s aktiv, 1-D-Simulation AVL-BOOST [05]

Bild 12 zeigt neben dem Drehmoment-/Leistungs- und Drehzahldiagramm des 1,5kW-Medienspaltmotors die über das Aktivierungsintervall von 3 Sekunden akkumulierte Arbeitsabgabe des Motors an den ATL-Läufer, welche etwas über 4 kJ beträgt (Energieinhalt von ca. 10 mg Kraftstoff). Für den kompletten 3 Sekunden andauernden Boostvorgang wird vom System eine elektrische Arbeit von ca. 7,3 kJ aufgenommen. Für die erste Sekunde, in der der wesentliche Beschleunigungsprozess erfolgt, beträgt die Energieaufnahme des Cross-Charger® ca. 2,9 kJ. Die Arbeitszufuhr führt zu einem signifikant steileren Anstieg der Laderdrehzahl (etwa + 60.000 Upm nach einer Sekunde; proportional dazu der Ladedruck). Das sehr geringe zusätzliche Trägheitsmoment des Rotors des Luftspaltmotors ist dafür eine wichtige Voraussetzung. Die äußere Arbeitszufuhr mit Beschleunigung des Laufzeugs bewirkt zudem ein zusätzliches Maß an verfügbar gemachter Turbinenarbeit, indem die Turbine während des Lastsprunges in Bereichen wirkungsgradgünstigerer Schnelllaufzahlen arbeitet. Mit der aktuellen Turbine werden so bis zu 20 % höhere Turbinenwirkungsgrade erzielt, was den Hochlauf zusätzlich begünstigt.

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Abb. 13: 1,8 l TGDI, Lastsprung 1.500 Upm, pe = 1 bar Æ WOT Cross-Charger® CS für 3 s aktiv, 1-D-Simulation AVL-BOOST

Die Folge des raschen ATL-Hochlaufes auf die Qualität des Ladungswechsels wird in Bild 13 anhand des im Zylinder enthaltenen Restgasanteils dargestellt. Gegenüber der Basis mit typischerweise dem Ladedruck voreilendem Turbinengegendruck wird mit dem Cross-Charger® eine Gleichzeitigkeit von Ladedruck und Turbinengegendruck hergestellt. Im Lastsprung ergibt sich daher ein ansatzloser Übergang vom TeillastLastwechsel mit hoher interner AGR-Rate zum angestrebten spülenden Ladungswechsel bei Volllast. Der Zylinder erhält dadurch mehr Füllung, und aufgrund der geringeren Ladungstemperatur zu Verdichtungsbeginn werden günstigere Zündwinkel ermöglicht. In Summe ergibt sich mit dem Cross-Charger® eine wesentliche Verbesserung des Mitteldruckaufbaues mit einem Anstieg des Momentengradienten um mehr als das 2,5-Fache gegenüber dem ATL ohne Medienspaltmotor. Eine vergleichsweise simulierte Variante des Basis-ATL mit leichterem TiAl-Turbinenrad gibt die Relationen auch zu dieser häufig diskutierten Zukunftsform des ATL wider. Von besonderer Bedeutung sind der linear-konvexe Mitteldruckanstieg sowie eine elektrisch unterstützten Systemen eigene pro-aktive Charakteristik des Drehmomentaufbaus, was einen harmonischen und berechenbaren Leistungseinsatz im Fahrzeug auch bei niedrigsten Drehzahlen erwarten lässt.

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Abb. 14: Messdaten-Benchmark

Bild 14 zeigt anhand des AVL-Messdaten-Benchmarks für den 1.500-UpmLastsprunggradienten das interessante gegenwärtige Potenzial des Cross-Charger®. TGDI-Motoren am Markt erzielen im Schnitt und abhängig von der spezifischen Leistung zwischen 30 und 40 Nm/sl, mit einzelnen Notierungen auch außerhalb dieses Bereichs. Mit speziellen, ebenfalls an der Komponente ATL angreifenden Technologien sind zwar deutliche Verbesserungen zu erwarten, allerdings bleibt die re-aktive Funktion des Turboladers aufrecht. Mit dem aktuellen Medienspaltmotor im Verdichtergehäuse werden hingegen eine pro-aktive Funktion des Laders und ein nahezu dreistelliger Wert des Momentenanstiegsgradienten, ungeachtet der hohen spezifischen Leistung, erreicht.

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7 Ausblick Die aktuell erzielten Ergebnisse mit dem mit einem Cross-Charger®-modifizierten Standard-ATL lassen aus thermodynamischer Sicht einen gelungenen Brückenschlag zwischen Ergebnissen mit ATL-basierten und Aufladesystemen mit elektrisch angetriebener 2. Stufe erwarten. Die Integration eines neuartigen Elektromotors direkt in der Komponente ATL ist dabei sicherlich von besonderem Reiz und lässt neugierig in die Zukunft blicken.

Literatur [01] Friedrich, Jürgen; Neue Aufladestrategien für ein spontanes Drehmomentresponsverhalten turboaufgeladener Ottomotoren, Dissertation, Lehrstuhl Verbrennungsmotoren, TU Dresden 2002 [02] Glahn, C., Closs, L., Münch, M., Hermann, I.; Turbo-DI-Ottomotoren mit elektrischem Zusatzverdichter – eine Potentialabschätzung im Fahrzeug, 19. Aufladetechnische Konferenz, Dresden 2014 [03] Potteau, S.; Electric Boosting Assistance for both Diesel and Gasoline engines, IQPC-Tagung, Düsseldorf 2014 [04] Gödeke, H, Prevedel, K.; Hybridturbolader mit neuer Elektromotorentechnik, MTZ, 03/2014 [05] Gödeke, H, Prevedel, K.; Auswirkung der Elektromotorintegration auf ein Aufladeaggregat am Beispiel des Cross-Charger® – turbo by wire –, 19. Aufladetechnische Konferenz, Dresden 2014

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EMISSIONSREDUZIERUNG

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_5

Anforderungen und Lösungen für die Abgasnachbehandlung von Diesel-Pkw im Hinblick auf WLTP und RDE Rolf Brück, Geschäftsführer Forschung, Entwicklung & Applikation, Co-Autoren: Naroa Zaldua-Moreno, Marc Brugger, alle Emitec GmbH

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

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Novel GPF Concepts with Integrated Catalyst for Low Backpressure and Low CO2 Emissions D. Thier, K. Kato, P. Kattouah, E. Ohara, C. D. Vogt, NGK EUROPE GmbH Y. Ito, T. Shimoda, T. Aoki, Y. Shibagaki, K. Yuuki, H. Sakamoto, NGK INSULATORS Ltd.

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Introduction Gasoline Direct Injection (GDI) concepts are the key technology of gasoline engine development to reduce CO2 emissions while improving torque and power output [1]. However the drawback of GDI engines are increased particle number (PN) emissions compared to conventional Port Fuel Injection (PFI) engines [2] [3] [4]. For compression ignition engines (Diesel engines) a PN limit of 6E11 #/km was already introduced with the enforcement of Euro 5b (09/2011). The Euro 6b legislation also covers a PN limit for GDI engines effective from 09/2014. During the first three years of the introduction the manufacturer is permitted to apply a higher PN limit of 6E12 #/km. Finally a stricter limit of 6E11 #/km will become effective for all passenger cars and light duty trucks from 09/2017 (Euro 6c). Most of the GDI particles are formed during cold start phase, catalyst heating mode and dynamic engine modes. Therefore the injection system including injection operating program (e.g. number of injections, timing and amount of injection) has been further developed in order to improve air – fuel mixture in the cold start phase. Furthermore, internal engine measures such as improved mixture homogenization and minimized amount of injected fuel striking the walls helps to avoid the formation of particles. Thus latest GDI vehicles can achieve the PN limit of 6E11 #/km during the New European Driving Cycle (NEDC) [5] [6] [7]. In addition to the PN limit in the NEDC, the European Commission is considering to implement a Real Driving Emission (RDE) certification for Euro 6c [8]. RDE will also include particle counting, which would require stable and low engine out PN emissions in a wide range of engine map operation. While GDI engine development progresses further, a particulate filter is one of the technological solutions to reduce PN from GDI engines effectively and reliably. In case of a Diesel engine, the Diesel Particulate Filter (DPF) is an established emission control technology to reduce soot emissions for several years [9]. Thus the DPF design builds the cornerstone of the GPF development in order to reduce particle emissions from GDI engines [10]. One concern is the impact of a GPF on pressure drop of the exhaust aftertreatment system, and therefore, potentially higher CO2 emissions. In addition sufficient filtration efficiency for particles is needed to meet the PN emission regulation. Hence minimizing GPF’s pressure drop is of paramount importance for the development to achieve the long-term CO2 targets of 95 g/km beyond 2020 [10]. In case of non-catalyzed filters, the high open frontal area (OFA) of the cell structure is one of the technical key factors to minimize pressure drop [11]. In combination with low porosity material, sufficient isostatic strength can be achieved [12]. In case of a catalyzed filter, it is known that adjusting the catalytic coating and pore character-

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istics of the filter material is important to minimize the pressure drop as well as to achieve a high PN filtration efficiency. Since catalyst coating has a strong impact on the filter design, this design optimization is more complex than for un-catalyzed filters. The aim of this paper is to discuss the cordierite GPF performance under real driving conditions, how the performance might be affected by the future EU 6c regulations and how to optimize the filter design parameters to accomplish best performance of the cordierite GPF as one component of the exhaust aftertreatment system.

Coated GPF – Optimum design for sufficient filtration efficiency and lowest pressure drop In our former GPF publication [13] we discussed how a coated filter is optimized to fulfil the required specification for coated GPF material: A high porosity material (> 60 %) minimizes pressure drop after catalyst coating, which helps to reduce fuel consumption and CO2 emissions. 1. For medium to high wash coat loadings (> 100 g/l) the material’s mean pore size (MPS) affects the GPF’s pressure drop. The pressure drop significantly increases for MPS below 15 ȝm. With increasing MPS the filtration efficiency is decreasing. Based on today’s technologies NGK recommends a MPS between 15 µm and 25 µm. 2. Changing the cell density has a smaller impact on the filtration efficiency than variation of the wall thickness. Based on this study, NGK recommends a wall thickness between 8 – 12 mils and a cell density of 200 – 300 cells per square inch (cpsi) depending on the necessary filtration efficiency.

GPF performance under “real world” boundary conditions Particulate Number (PN) and Filtration Efficiency (FE) – How do potential EU 6c and post EU 6c boundary conditions influence the filtration efficiency of the GPF? To confirm filtration efficiency of a GPF under several boundary conditions, comprehensive tests were conducted on vehicle and engine bench with GPFs that were optimized for lowest pressure drop. The target of the study was to determine the paramount function of a GPF – the PN/PM filtration capability – while simulating potential future boundary conditions of GDI engines. The evolution of FE by soot accumulation in the filter might be influenced by these boundary conditions in

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future. Simultaneously the requested FE might be changed by engine raw PN emission improvements. The summary of the conducted tests are shown in Table 1: Table 1: Influencing parameters on FE Potential influencing parameter on GPF FE Engine PN raw emission Driving cycle 3 x EUDC preconditioning Filter volume Evolution of FE over vehicle mileage Filter position

Confirmation tests high / medium / low NEDC / WLTC / RDE with / without 0.8 l – 2.5 l 0 km – 10000 km close – coupled / underfloor

The influence of engine PN raw emissions on FE was investigated by three stages of development (EU 4 – EU 6) of a GDI compact car with a 1.4 l turbo charged engine. The FE was measured based on the PMP protocol with an uncoated GPF. It was observed that FE is a function of PN raw emissions. With decreasing PN raw emissions the filtration efficiency decreased by ~ 19 % (Figure 1).

Figure 1: PN raw emissions and PN FE tested in NEDC

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A smaller soot cake in the GPF by lower soot raw emissions might be the reason for the decreased filtration efficiency for the EU6 vehicle. This EU 6 certified vehicle showed PN raw emissions of ~ 3E11 #/km in NEDC, which is already well below the legislation limit of 6E11 #/km. The GPF was selected to provide a FE in order to cover regulation limits and potential EU 6c regulation limits. The PN emission of the EU 6 vehicle in NEDC was lower than for other vehicles. Therefore different driving cycles were conducted with the vehicle to assume the worst case scenario for the GPF FE. The testing included NEDC as current certification cycle and the RTS95 cycle in order to compare the difference in FE under low and high engine load conditions. Several coated GPFs were tested (with low to high washcoat loadings). The average filtration efficiencies for NEDC and RTS95 are almost similar and close to the FE of the uncoated GPF system described above (Figure 2).

Figure 2: PN emissions and PN FE tested in NEDC and RTS95

Current PMP protocol allows a preconditioning before NEDC. I.e. basically three times EUDC is allowed as preconditioning of a DPF equipped Diesel vehicle. During RDE preconditioning of the filter might be omitted in some cases. Thus the influence of preconditioning on FE was investigated with a vehicle that emits similar PN raw emissions like above mentioned EU 6 vehicle during RTS95 cycle. As shown in Figure 3, a preconditioning did not affect FE during RTS95 driving cycle. This observation could be explained by limited soot accumulation during the preconditioning

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phase and thus limited soot cake filtration [10]. Additionally the max. temperature in the GPF during RTS95 (~ 600°C) allows a soot regeneration in the GPF. Thus the soot layer which could support the FE might be small during this test cycle.

Figure 3: PN FE in RTS95 with and without preconditioned of GPF

A EU 6 calibrated turbo charged medium size engine was used to determine the effect of an ash layer on the FE of a GPF. A stationary engine operation point was chosen so that FE of the filter was ~ 60 % like in the vehicle test described earlier. Afterwards the tested filters were loaded with ash by the so called rapid ash loading procedure with oil blended Diesel fuel on a Diesel engine. After ash loading the filters were regenerated in an oven to oxidise remaining Diesel soot. The oven regeneration avoided any effect of the Diesel soot on the test results. In total seven coated filters of the same size were investigated on a gasoline engine bench after rapid ash loading. Under this conditions at an ash loading of ~ 1 g/l the absolute FE of the filters could be increased by 11 % in average (Figure 4).

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Figure 4: PN FE with and without ash loading in the GPF

The ash loading of 1 g/l corresponds to an absolute ash amount of ~ 1.5 g. Based on NGK’s experience with several durability runs using gasoline vehicles and engines such an ash amount can be accumulated over 6 000 – 12 000 km of real driving. Nevertheless parameters like oil consumption, driving modes and other parameters could further influence the ash loading amount over mileage. The influence of filter volume on FE is shown in Figure 5. This specific test was conducted with a EU 4 certified vehicle with a medium size gasoline engine in NEDC based on PMP protocol. It was observed that FE is a function of GPF volume. If the GPF volume becomes small (e.g. GPF Vol. = 0.8 l with Ratio Filter volume to engine displacement ~ 0.57) the FE will be slightly decreased. Nevertheless the downsizing of GPF volume by approximately ~ 68 % (2.5 l to 0.8 l) led to a decrease in absolute FE of only ~ 7 %. A reduction of ~ 50 % volume of the GPF led to a decrease in absolute FE of only ~ 3 %. However a GPF volume significantly below the tested volume of ~ 0.8 l could lead to a higher decrease in FE and finally result in an increased pres-

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sure drop at this specific engine due to increased space velocities (SV) inside the GPF. By increasing the SV the time for the diffusion filtration inside the filter is reduced.

Figure 5: PN FE as function of GPF Volume

Furthermore the above mentioned vehicle was used for the investigation of the GPF position relative to the engine exhaust outlet. FE is slightly reduced by changing the position the filter from underfloor (UF) to close-coupled (CC). During NEDC the CC – GPF shows 2 – 3 % lower FE than the UF – GPF (Fig. 6). The higher temperature and thus soot regeneration potential at CC position could be the main driver for the lower FE in comparison to UF position.

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Figure 6: PN FE for UF – and CC – GPF

Intermediate Summary: By checking the different PN raw emissions of EU 4 – EU 6 calibrated vehicles it seems that gasoline PN raw emissions might decrease for some EU 6 vehicles in future. Due to the lower PN raw emissions the evolution of FE of a GPF by preconditioning and during the driving cycle might also be slower and lead to a lower absolute PN FE during NEDC. The reason of lower FE might be a smaller soot layer on the GPF wall in comparison to higher PN raw emission vehicle. Considering more dynamic driving cycles like the RTS95, the PN raw emissions might increase. Although the cycle is more dynamic in comparison to NEDC, the FE of the GPF can be kept even if no preconditioning is applied and the maximum temperature in the filter reaches a level where the filter could be constantly regenerated from soot. An ageing of the filter due to small amounts of ash could lead to improvements in FE. Nevertheless the ash amount strongly is impacted by vehicle oil consumption which might be a function of driving modes, etc. As reported in [13] FE of a GPF can be increased to > 90 % after accumulation of ash. Furthermore it was shown that the FE of a GPF is affected by different volumes of the filter: FE starts to decrease if the filter volume is becoming smaller (small engine displacement to filter ratio). The position of the filter has only a small impact on the FE in the range of 2 – 3 %.

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Pressure Drop (PD) – How do potential future EU 6c and post EU 6c boundary conditions influence the performance and fuel efficiency of a vehicle equipped with a GPF? Table 2 gives an overview of tests that were conducted to determine the influence of a GPF on exhaust system PD and CO2 emissions: Table 2: Influencing parameters on PD Potential influencing parameter

Conducted tests

Driving cycles – Influence of coated GPF on CO2

NEDC / WLTC / Artemis

Aggressive Driving Cycle – Influence of coated GPF on CO2

RTS95

Influence of GPF on engine power and specific fuel consumption Ageing of the filter – Soot and ash influence on PD/CO2

Engine bench full load test Test results and simulation

Theoretically an increased PD of the entire exhaust system could lead to increased pumping work which finally might lead to a higher fuel consumption of the vehicle. To check the influence of a GPF on vehicle CO2 emissions, some engine bench and vehicle tests were conducted. As reported in [13] the influence of a coated GPF in UF position was evaluated in three different driving cycles (NEDC, WLTC and Artemis cycle with Vmax = 160 km/h). No measurable impact of the GPF on CO2 emissions in comparison to the original exhaust system was observed (Fig. 7). Even after ageing over 160 000 km real world driving, the GPF had no measurable impact on CO2 emissions in above mentioned driving cycles. The load change of the engine and the operation of the turbo charger might have an impact on these results. Further studies are of interest to determine the impacting parameters.

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Novel GPF Concepts with Integrated Catalyst for Low Backpressure and Low CO2 …

Figure 7: CO2 evolution over mileage – measured during NEDC, WLTC and Artemis with and without GPF

To determine if there is an influence of the GPF pressure drop on the engine’s CO2 emissions at higher engine load points and more dynamic driving, the vehicle was driven in the RTS95 cycle as shown in Fig. 8.

Figure 8: Influence by ash on CO2 emissions during RTS95

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Also in this high transient high engine load cycle no measurable impact by fresh and aged GPF on CO2 emissions was observed. As different test cycles covering low to high engine loads and low to high dynamic driving were tested, some stationary wide open throttle (WOT) points (including nom. power point) were performed to investigate power influence and influence on specific fuel consumption caused by a GPF. A coated GPF with ~ 1.7 l volume and 4.66’’ (118.4 mm) diameter was placed as second brick in CC position (Fig. 9).

Figure 9: System layout for engine bench tests

The engine displacement to filter volume ratio was ~ 0.84. The max. power and low end torque were only slightly decreased by the GPF by ~ 1.5 % at nominal power (Fig. 10). It should be possible to adjust the small impact on engine power by engine calibration work in future applications. In addition the backpressure after turbo charger (P4 – exhaust backpressure after turbine) increase by GPF was analyzed. The maximum exhaust mass flow is ~ 652 kg/h @ ~ 6500 rpm. Although the filter diameter is relatively small for this 170 kW engine, the contribution of the GPF on P4 was only 30 % at max. power (Fig. 10). The max. pressure after turbine was ~ 610 mbar during measurements. In addition no measurable increase in specific fuel consumption could be observed for the system with and without GPF.

Figure 10: Contribution by GPF to backpressure after turbocharger, power output and specific fuel consumption at WOT with and without GPF

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An optimization of filter Length/Diameter (L/D) ratio might reduce the PD contribution of the GPF on total system PD (based on P4). To confirm this relation a simulation was conducted. In the simulation the max. mass flow was set to 652 kg/h and max. temperature was set to be 810 °C corresponding to the conditions of the above mentioned engine bench test. The filter volume was kept constant, i.e. the length of the filter becomes smaller while increasing the diameter of the GPF. The properties of the chosen GPFs are shown in Table 3. Increasing the diameter by only one inch the contribution of GPF on P4 backpressure decreases to 16 %. As we published in the past [13] an extended durability field test with high engine load/dynamic real world driving with a GDI vehicle equipped with a coated GPF has been conducted. During this 160 000 km field test an ash amount of ~ 22 g has been accumulated in the GPF. Based on this finding, the potential PD increase by 22 g ash load was simulated for the below mentioned GPF. A share of 50 % of ash amount accumulated on the filter walls and 50 % of ash amount accumulated at the outlet of the filter was used as boundary condition for the simulation. Although the PD of the different filters was increased by 20 - 50 % depending on diameter length ratio of the filters, the contribution of GPF to system backpressure P4 was only increased by 7 – 10 %. Even after ageing of the filter by 160 000 km in real world driving, the contribution to system backpressure of the backpressure optimized GPF might be kept below 25 % (Table 3). Table 3: Tested and simulated PD with and without ash as function of length and diameter of the GPF GPF diameter / length

Ratio: Volume GPF / engine displacement

Small size diameter GPF

D 4.66’’ – (118.4 mm) L 6.00’’ – (152.4 mm)

0.84

Medium size diameter GPF Large size diameter GPF

D 5.20’’ – (132.1 mm) L 4.98’’ – (126.5 mm)

0.84

D 5.66’’ – (143.8 mm) L 4.57’’ – (116.1 mm)

0.84

GPF

Contribution GPF on P4 backpressure @ 652 kg/h / 810 °C With fresh With 22 g GPF ash in GPF 30 % 40 % (tested on (Simulaengine tion) bench) 29 % 22 % (Simula(Simulation) tion) 16 % (Simulation)

23 % (Simulation)

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Gaseous conversion – Potential of coated GPF The gaseous conversion capability was shown in several publications by coaters. E.g. BASF showed the gaseous conversion of a CC TWC in combination with UF coated GPF. The gaseous emissions (HC, CO, NOx) could be kept well below EU 6 regulation limits [14]. Johnson Matthey showed the benefits of a coated GPF system in regards to OBD functionality for future OBD diagnosis [15]. Umicore showed the principal feasibility of a CC GPF only solution [16]. A durability run over 160 000 km was conducted by NGK. The gaseous conversion capability of a coated UF GPF over 160 000 km was investigated. Basically the EU 6c criteria pollutants of the system (modified TWC and coated UF GPF) were met and kept over 160 000 km extended field test [13].

Summary and Outlook Today the key target for automotive manufacturers is to reduce CO2 emissions. GDI engines and GDI – Hybrid systems have the potential to provide higher fuel efficiency and lower CO2 emissions at high power output. Increased PN emission is a technical hurdle for GDI engines that needs to be overcome. By applying the latest injection technology and improving the mixture of air and fuel, some of the latest GDI vehicles can meet PN limit of 6E11 #/km in NEDC. However to achieve stable low PN emissions significant calibration and optimization work is needed. A GPF is one of the technologies to be considered in detail to fulfill PN limits of RDE. GPF technology demonstrates low PN under RDE conditions: Ɣ An increase of CO2 emissions due to the backpressure of a GPF cannot be detected under low and high dynamic driving cycles conditions. Even at full engine load and after ageing of the GPF an increase in CO2 emissions cannot be detected. The investigation of load change and turbo charger operation is of interest for further studies. Ɣ A GPF can reduce absolute PN tailpipe emissions reliably and stable to fulfill requested levels during full engine mapping operation points. The PN raw emissions have an influence on the initial FE of a GPF. Nevertheless FE can be influenced by tailored GPF materials. Ɣ Although RDE conditions increase PN raw emissions compared to NEDC the FE can be kept even during RDE conditions. Ɣ The position of the GPF relative to the engine has a slight impact on FE. If the volume of the GPF is relatively small in relation to engine displacement (e.g. ratio filter volume/engine volume ~ 0.57) the FE might be decreased. Ɣ The loss of power induced by backpressure of a GPF is small and might be compensated by engine calibration work or optimization of filter L/D ratio.

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We conclude that a GPF has the potential to reduce PN emissions effectively and reliably also under potential future EU 6c boundary conditions. An impact on CO2 emissions could not be observed by several tests. By “rightsizing” the GPF the backpressure increase by a filter even after ageing is reduced significantly. Further development focuses on optimizing FE while minimizing PD of GPF systems.

Acknowledgments NGK would like to thank the coaters BASF, Johnson Matthey and Umicore for cooperation and providing their catalyst technology.

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Novel GPF Concepts with Integrated Catalyst for Low Backpressure and Low CO2 …

[10] Saito, et al, New Particulate Filter Concept to Reduce Particle Number Emissions, SAE 2011-01-0814, 2011. [11] T. Shimoda, et al, Potential of a Low Pressure Drop Filter Concept for Direct Injection Gasoline Engines to Reduce Particulate Number Emission, SAE 2012-011241, 2012. [12] Y. Ito, et al, Advanced Ceramic Wall Flow Filter for Reduction of Particulate Number Emission of Direct Injection Gasoline Engines, SAE 2013-01-0836, 2013. [13] C. D. Vogt, et al Novel GPF Concepts with Integrated Catalyst for Low Backpressure and Low CO2 Emissions Aachen Colloquium, 2014 [14] K. Harth, et al Catalyzed Gasoline Particulate Filters: Integrated Solutions for Stringent Emission Control International Vienna Motor Symposium, 2013. [15] Howard, M., Benefits and Important Features of coated GPF Systems for EU 6c, Advanced Emission Control Concepts for Gasoline Engines, 2014. [16] B. Kern, et al, The Challenge of Emission Legislation EU 6c for Gasoline-DIEngines, Strategies Meeting the New Demands and Preparing for Extended Test Conditions, Aachen Colloquium, 2013.

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen Von: 1 Dominik Rödel (Tenneco GmbH, [email protected]) Rüdiger Berlich (Gemfony scientific, [email protected])

1 Korrespondenzautor

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Abstract Die heutige Entwicklung von Abgasanlagen stellt die Systemlieferanten und Entwicklungspartner vor stetig steigende Anforderungen, auf die zeitgemäß zu reagieren ist, im Besonderen durch die Wahl sowie die Eigen- oder Weiterentwicklung geeigneter Werkzeuge. Grundsätzlich ist der Zielkonflikt zwischen Akustikperformance (Sound bzw. Klangbild und dem Kundenwunsch, hier ein sog. Branding zu platzieren) und dem Ladungswechsel (Gegendruck bzw. Ausschiebearbeit) aufzuzeigen und die zusätzlichen Herausforderungen wie z.B. fast moving targets, der Wunsch nach möglichst geringen Kosten und Gewicht, eine große Anzahl von Gleichteilen, etc. zu umreißen. Im Besonderen sind im Entwicklungsprozess veränderliche Motoranregungen zu berücksichtigen, wie z.B. durch Zylinderabschaltung oder dual-fuel-Motoren – dabei muss ein Design gleichzeitig zwei oder sogar noch mehr Anregungen bedienen und die Ziele erfüllen. Um dieser Herkulesaufgabe Herr zu werden, haben TENNECO und GEMFONY SCIENTIFIC in Kooperation ein Entwicklungsprojekt geschaffen, das durch Einsatz hoch-performanter Optimierungsalgorithmen (Geneva) die bestmögliche Designgestaltung schnell und sicher ermöglicht. Dieses Paper beschreibt die Motivation für den Einsatz des neuen Werkzeugs und legt ein besonderes Augenmerk auf die bei seiner Entwicklung aufgetretenen Herausforderungen.

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Einleitung Die Entwicklung einer Abgasanlage, ob als einzelne Applikation oder in einer Plattformentwicklung, gestaltet sich grundsätzlich in verschiedenen Projektphasen: – Konzeptfindung – Detailausarbeitung & interdisziplinäre Abstimmung – Validierung & Testen Das Produkt bzw. Design reift dabei von Phase zu Phase, so dass – im Idealfall – am Ende der Validierungsphase ein voll ausgereiftes Produkt steht, das ein Maximum der technischen und Projekt-bezogenen Anforderungen erfüllt. Reale Projekte verlaufen jedoch meist iterativ – hier wird immer wieder auf einen niedrigeren Reifegrad „zurück gesprungen“ um z.B. unvorhergesehenen Schwierigkeiten, geänderten Rahmenbedingungen oder sog. moving targts angemessen zu begegnen. Während des Projektablaufes ändern sich auch die Freiheitsgrade des Designs bzw. die damit mögliche Variantenvielfalt und gleichzeitig die notwendigen Umfänge einer Varianten-Bewertung, respektive die Quantität der Bewertungstiefe und deren Kriterien. Der Verlauf ist qualitativ auf folgendem Bild dargestellt:

Abbildung 1: Verschiedene Projektphasen im Entwicklungsprojekt

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Entsprechend der verschiedenen Projektphasen sind die Anforderungen an die verwendeten Werkzeuge stark unterschiedlich: Im vorliegenden Fall bestand die Aufgabe darin, ein Tool zu entwickeln, das die Anforderungen der ersten und teilweise zweiten Phase möglichst ideal abdeckt. Auf der technischen Ebene besteht die Aufgabe des Werkzeugs darin, durch die Variation der Bauteilparameter einer Abgasanlage einen vom Kunden vorgegebenen Frequenzgang für eine gegebene Quelle möglichst exakt zu reproduzieren. Eine aktuelle Besonderheit liegt zudem in der Behandlung von multiplen Quellen – also z.B. dem Versuch, die Emissionsziele (Akustikvorgaben) für verschiedene Anregungen (z.B. selektive Zylinderabschaltung / Teillast / Dual-Fuel) gleichermaßen zu erfüllen. Bisher wurde dieser Weg über ausführliche DOE’s und schrittweiser Annäherung an ein akzeptables Design eher ineffizient bestritten. Die globale Zielsetzung der Entwicklung lässt sich zusammenfassen in dem Anspruch, ein Werkzeug bereitzustellen, welches einen möglichst hohen Reifegrad des Abgasanlagendesigns ermöglicht, bevor (!) die aufwendigen Werkzeuge der zweiten oder dritten Projektphase zur Anwendung kommen. Eine möglichst weitgehende Automatisierung der Arbeitsschritte der ersten Projektphase Ɣ entlastet den Ingenieur von stupiden, häufig wiederkehrenden Arbeitsschritten Ɣ beschleunigt den Übergang zur zweiten und dritten Projektphase Ɣ und minimiert auf Grund der Vorauswahl „passender“ Parameterbereiche die Anzahl rechen- und arbeitsintensiver Variantenbewertungen in der zweiten und dritten Projektphase Nachfolgend wird zunächst die singuläre Optimierung beschrieben. Die Extrapolation auf multiple Quellen erfolgt ab Seite 11.

Entwicklungsabläufe in den frühen Projektphasen Die frühen Projektphasen zeichnen sich durch eine große Freiheit bei der Wahl der Innenaufbauten der Schalldämpfer aus. Eine eindeutige Beschreibung muss wenigstens zwei Aspekte behandeln: die Topologie und die Geometrie. Vereinfacht gesagt, beschreibt die Topologie die Verknüpfungen im Schalldämpfer (z.B. „Eingangsrohr endet in der mittleren Kammer“) – eine parametrische Beschreibung würde also eher diskrete Parameter umfassen – während ein geometriebeschreibender Parametersatz konkrete Designs festlegt (z.B. Ø Eingangsrohr beträgt 65mm – oft handelt es sich dann um Parameter mit kontinuierlichem, wenngleich meist beschränktem Wertebereich).

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Konkret stehen anfänglich viele Freiheiten für die Wahl der Topologie als auch der geometriebestimmenden Parameter zur Verfügung. Letztere können auch von der Topologie abhängen. Mit dem Projektfortschritt reduzieren sich dann relativ schnell die möglichen Topologien. Die Start-Topologie bildet ein möglichst einfacher Aufbau oder Benchmark, der dann iterativ bis zur nötigen Komplexität weitergetrieben wird. Im nachfolgenden Bild 2 ist der Ablauf schematisch dargestellt:

Abbildung 2: Iterativer Arbeitsablauf in der ersten Projektphase

Auswahlmethoden der geometriebestimmenden Parameter Bei dieser Auswahl zeigt sich „der Charakter“ der jeweiligen Ingenieurskultur bei der Entwicklung. Alle Verfahren haben Vor- und Nachteile, die hier kurz tabellarisch für die Kriterien „Aufwand“ (Schnelligkeit / Variantenzahl), „Limitierung der Komplexität“ sowie „Soziales“ (z.B. Akzeptanz) vorgestellt werden:

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Auswahl durch Erfahrung Aufwand Limit Komplexität Soziales Kommentar

erheblich Æ Entwicklung wird „auf Sicht“ gefahren komplexe Systeme führen schnell zu Chaos und Unüberschaubarer Variantenanzahl hohe Wertigkeit des Entwicklungsingenieurs historisch aus den Entwicklungsprozessen auf Prototypenbasis gewachsene Vorgehensweise

Auswahl durch methodische Versuchsplanung („DOE“) Aufwand Limit Komplexität Soziales Kommentar

überschaubar Æ Abarbeiten in Simulation kann gut automatisiert werden eignet sich wegen exponentiellem Wachstum der Variantenanzahl nur für eine geringe Anzahl untersuchter Parameter Einschränkung der kreativen Freiheiten beim Mitarbeiter Stark verbunden mit der 6Sigma-Bewegung, Methoden oft nicht 1:1-übertragbar auf CAE-basierter Entwicklung

Auswahl durch intelligente Werkzeuge Aufwand Limit Komplexität Soziales Kommentar

Gering Æ sehr hoher Automatisierungsgrad Je nach Werkzeug; bei hochwertigen Algorithmen fast unbegrenzte Möglichkeiten Mitarbeiter fühlen sich bisweilen ersetzt, geringe Einsicht in Vorgehen der Werkzeuge wird nur widerstrebend akzeptiert Besondere Herausforderung ist das Aufbereiten der Modelle, um den Lösungsraum korrekt zu begrenzen

Bewertung der Ergebnisse vs. Zielvorgaben Die Bewertung der Lösungen durch den Vergleich mit den Zielvorgaben erweist sich besonders dann als schwierig, wenn diese komplett entkoppelt sind und deren Beeinflussung gegenläufig ist – z.B. sind niedriger Gegendruck (möglichst offene Abgasanlage) und niedriges Mündungsgeräusch (möglichst geschlossene Anlage).Ziele, die gegeneinander abgewogen werden müssen. Dies bedingt oft Kompromisse, deren Erreichen mit viel Komplexität erkauft wird. Soll ein einfaches (= preiswertes) Design entwickelt werden, müssen die verschiedenen Zielvorgaben untereinander und gegenüber einer Gewichtung der Designkomplexität in ihrer Wichtigkeit gestaffelt werden. Die folgende,

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

iterative Anpassung und Bewertung von Kandidatenlösungen kann manuell oder automatisiert mit Hilfe von DOE- oder Optimierungsalgorithmen erfolgen. Im letzteren Fall unterscheidet man zwischen der Ein- und der Mehrkriterienoptimierung.

Methoden der parametrischen Optimierung Im Rahmen der Einkriterienoptimierung werden alle Zielvorgaben zu einem gemeinsamen, numerischen Qualitätskriterium zusammengefasst. Man spricht von der „Fitness“, deren numerischer Wert dann durch die geeignete Variation der Parameter paradoxerweise meist minimiert wird – Name und technische Umsetzung passen hier nicht ganz zueinander. Verfahren zur Einkriterienoptimierung insbesondere kontinuierlicher Parameter existieren viele, so dass man das für ein gegebenes Problem beste Verfahren auswählen kann. Häufige in der parametrischen Optimierung eingesetzte Verfahren umfassen u.a. Evolutionäre Algorithmen, Gradientenverfahren und Schwarmalgorithmen. Eine besondere Schwierigkeit der Einkriterienoptimierung besteht darin, dass die Bewertungsfunktion durch das Zusammenfassen unterschiedlicher Kriterien schnell so abstrakt wird, dass die Beeinflussung der Lösungsfindung nicht mehr überschau- bzw. nachvollziehbarbar ist. Der Art der Zusammenfassung kommt hier besondere Bedeutung zu, insbesondere wenn zwischen primären und sekundären Zielen unterschieden werden soll (Bsp. für eine solche Bewertung wäre also die Gewichtung x% Gegendruckziele vs. y% Akustikziele). Die Zusammenfassung unterschiedlicher Qualitätskriterien läuft darauf hinaus, die zu minimierende Qualitätsoberfläche aktiv zu gestalten. In der Mehrkriterienoptimierung ist die Definition der getrennt existierenden Bewertungskriterien im Vergleich einfacher. Nachteile der Methode bestehen in der Beschränkung auf weniger Optimierungsalgorithmen, einer oft erhöhten Zahl an Bewertungen und dem uneindeutigen Ergebnis. So werden im Fall der Pareto-Optimierung Gruppen an Lösungen zurückgeliefert an Stelle einzelner „bester“ Lösungen. Die algorithmische Komplexität entstammt der Tatsache, dass mit mehreren, einander teilweise widersprechenden Bewertungskriterien eine eindeutige Metrik nicht mehr gegeben ist – die Auswahl „der besten“ Lösung aus den zurückgelieferten Parametersätzen obliegt nach durchlaufener Optimierung dem Ingenieur. Hilfreich können hierbei allerdings übergeordnete Kriterien sein, wie etwa die zu erwartenden Produktionskosten gefundener Lösungen. Diese kann ein Ingenieur auf Grund seiner Erfahrung im Regelfall besser einschätzen als ein Algorithmus. Jedoch muss noch einmal darauf hingewiesen werden, dass im allgemeinen Fall, gemessen an den Bewertungskriterien der Mehrkriterienoptimierung, keine eindeutig beste Lösung existiert. Die in der Einkriterienoptimierung praktizierte Kopplung der Teilkriterien zu einem Gesamtkriterium wird so in der Mehrkriterienoptimierung faktisch der Optimierung nachgelagert und an den Ingenieur delegiert. Es ist durchaus möglich, dass in der Mehrkriterienoptimierung andere (auch bessere) Lösungen gefunden werden als in der Einkriterienoptimierung. Die häufig

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auftretende Notwendigkeit einer höheren Zahl an Bewertungen wirkt dem aus praktischen Gründen (Beschränkung der zur Verfügung stehenden Ressourcen) jedoch entgegen. Die Wahl zwischen beiden Modi muss also neben algorithmischen auch Projektbezogene Aspekte berücksichtigen. Beide Lösungen sind in gleichem Maße den Einschränkungen der Modellbildung unterworfen. Gute (jetzt im Sinne realitätsnaher) Lösungen können durch eine Optimierung nur gefunden werden, wenn das Modell die physikalischen Verhältnisse hinreichend gut abbildet.

Bewertung der aktuellen Erfolgschancen einer Topologie Die Abschätzung des Potentials eines Designs (Topologie) bezüglich einer möglichen Zielerfüllung ist eine sehr schwierige Aufgabe. Meist können nur sehr erfahrene Ingenieure hier eine souveräne Einschätzung abgeben. Ob hier aber nicht doch ein Bias existiert, ist bis dato nicht untersucht. Vielleicht würde ein einfacheres Design doch ausreichen, oder das aktuelle hätte früher zugunsten einer aufwändigeren Topologie verworfen werden müssen). Zur wissenschaftlich fundierten Abschätzung des Potentials ist eine ausreichend bekannte (ergo: fein-granular abgetastete) Lösungsraumtopographie vonnöten und bedingt so auch einen entsprechenden Rechenaufwand. Da hier die Automatisierung gut greift, wird die Fähigkeit zum Auffinden guter Lösungen eher durch die zur Verfügung stehenden Ressourcen – hier insbesondere die verfügbare Rechenpower – beschränkt. Auch dabei greifen also wieder Projekt-bezogene Randbedingungen.

Charakterisierung des neuen Werkzeugs Für die Entwicklung des Werkzeuges war ausschlaggebend, dass alle genannten Auswahlverfahren für die geometriebestimmenden Parameter unterstützt werden und dass die Bewertungen als zielführende Verfahren implementiert sind. Hier soll ein vertiefter Blick auf das Auswahlverfahren geworfen werden, da es sowohl den technisch aufwendigsten Teil als auch die größte Verbesserung des Entwicklungsprozesses darstellt.

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Augenmerk: das intelligente Werkzeug Das technische Herzstück des Werkzeuges deckt folgende Aufgaben ab: 1. Methodischer Anteil – automatisiertes Rastern der Parameterkombinationen (Design of Experiment) – automatisches Optimieren von Problemstellungen mit sehr hohen Parameterzahlen bei verschiedenen Zielvorgaben, einschließlich der Möglichkeit der Behandlung „abhängiger Randbedingungen“. – automatische Bewertung der Potentiale eines Lösungsweges und verwerfen / weiterverfolgen desselben – Bewertungen von Kandidatenlösungen hinsichtlich ihrer Validität und Vermeidung des Solver-Aufrufs für ungültige Parametersätze 2. Ingenieurtechnischer Anteil – Beschränkung der Lösungen auf realisierbare Designs durch restriktive Bedingungen bei der Wahl der Parameter-Werte (Beschneiden des Lösungsraumes, Vorauswahl) – sinnvolle Gewichtungen der Zielvorgaben zur Steuerung des Lösungsweges hin zu größtmöglicher Lösungseffizienz – Formulierung objektiver Bewertungskriterien, wann ein Design ausgereizt ist Die Unterscheidung in methodische und ingenieurtechnische Anforderungen hat sich als sinnvoll erwiesen, da erstere – bildlich gesprochen – die Intelligenz beinhalten und letztere die Semantik der jeweiligen Problemstellung. Konkret lässt sich das an einem Beispiel verdeutlichen; hier soll auch gezeigt werden, was die größten Herausforderungen waren.

Beispiel: Box mit 3 Kammern Das Beispiel ist bewusst einfach, hier schematisch im folgenden Bild 3 dargestellt:

Abbildung 3: Einfacher Aufbau einer Box mit 3 Kammern

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Von links (blauer Pfeil) strömt hierbei das Abgas in den Schalldämpfer und kann – je nach Wahl der Perforation -- in alle 3 Kammern ausströmen und in das Ausgangsrohr ebenso auf verschiedenen Wegen austreten. In Summe kann diese Topologie durch einen Satz von 28 geometriebestimmenden Parametern (z.B. Rohrdurchmesser, Perforationsdichten, Kammerlängen, usw.) konkret bestimmt werden und bildet dann eine eindeutige Variante, die in der Simulation berechnet wird.

Herausforderung 1: Hohe Parameteranzahl und Komplexität Das gewählte Beispiel stellt nur eine Box einer Abgasanlage dar, meist sind wenigstens 2 Boxen verbaut, verbunden durch Zwischenrohre und bisweilen kombiniert mit weiteren Komponenten wie aktiv gesteuerten Klappen, was die Anzahl der Parameter schnell wachsen lässt. Für eine geradlinige (d.h. einflutige) Anlage mit einfachem Aufbau und zwei trivialen Schalldämpferdesigns sind dann wenigstens 70 Parameter bestimmbar. Hier zeigt sich die Schwäche der methodischen Versuchsplanung: würde man für jeden Parameter wenigstens die beiden Werte der Unter- bzw. Obergrenze mit allen anderen kombinieren, ergäbe das 270 Kombinationen. Selbst wenn nur 10% davon gerechnet würden und jede Simulation eine Sekunde bräuchte, wären dazu ca. 3743 Mrd. Jahre Rechenzeit notwendig. Entsprechend werden Werkzeuge benötigt, die nur einen Teil des Parameterraumes „ausleuchten“, um ein zufriedenstellendes Optimum zu finden. Zur Auswahl eines entsprechenden Optimierungsalgorithmus wurden verschiedene mathematische Testfunktionen verwendet, um dieses Problem zu simulieren und die gefundenen Lösungen bewerten zu können (das Optimum ist bei solchen Funktionen natürlich bekannt). Überraschenderweise hatten viele gängige Angebote für kommerzielle Optimiersoftware sehr schnell ihre Grenzen erreicht und erwiesen sich damit für die sehr komplexe Aufgabenstellung als wenig brauchbar. Die Wahl des Tenneco-seitigen Projektteams viel final auf die einzige Software, die alle Testfunktionen souverän lösen konnte, eine Algorithmenbibliothek mit dem Namen Geneva („Grid-enabled evolutionary algorithms“), die ihren Ursprung in der Elementarteilchenphysik hat. Da die parametrische Optimierung per se ein generisches Thema ist, stellte diese Herkunft keine Einschränkung dar. Entgegen Ihrem Namen unterstützt Geneva heute unterschiedliche Optimierungsalgorithmen. Neben den namensgebenden evolutionären Algorithmen sind dies aktuell Gradientenverfahren, Schwarmalgorithmen und Simulated Annealing. DOERechnungen werden durch Geneva direkt im Rahmen von Parameterscans unterstützt, so dass direkt auf diese Funktionalität zurückgegriffen werden konnte. Die implementierten Algorithmen können zudem miteinander gekoppelt werden, so dass das beste

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Ergebnis eines Algorithmus zum Startwert eines weiteren Algorithmus wird. Ein möglicher Einsatzzweck hierfür ist ein grober Parameterscan zur Bestimmung eines guten Startwertes, gefolgt von der eigentlichen Optimierung. Geneva unterstützt neben kontinuierlichen auch die Verwendung von booleschen und ganzzahligen Parametertypen. Das Werkzeug richtet sich dabei an besonders komplexe Optimierungsprobleme, wobei der Komplexitätsbegriff sich einerseits auf sehr „verrauschte“ Bewertungsfunktionen mit vielen Parametern bezieht und andererseits auf solche, die hohe Mengen an Rechenzeit benötigen. Um solche Problemstellungen zu beschleunigen, unterstützt Geneva die parallele Ausführung in Rechnerclustern sowie Grid und Cloud, ferner können auch moderne Mehrkernprozessoren effizient ausgenutzt werden. Es ist so möglich, viele Bewertungen parallel auszuführen. Einerseits können so langwierige Berechnungen verteilt und damit schneller ablaufen, andererseits können die z.B. für Evolutionäre Algorithmen wichtigen Populationsgrößen an die vorhandene Hardware angepasst werden, so dass diese optimal ausgenutzt wird. Geneva wird durch eine Ausgründung aus dem Karlsruhe Institute of Technology gepflegt und ist unter einer Open Source Lizenz unter der URL http://lauchpad.net/geneva frei verfügbar.

Herausforderung 2: Abhängige Parameter

Abbildung 4: Parabel mit (rot) und ohne (blau) Transformation

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Eine weitere Hürde stellt der Umgang mit abhängigen Parametern dar. Im Falle des Beispielschalldämpfers sind die 3 Kammerlängen nicht unabhängig von einender, wenn eine maximale Gesamtlänge des Schalldämpfers vorgegeben ist (was in der Realität immer der Fall sein wird). Wenn für jede Kammerlänge 0mm als Untergrenze gilt und die max male Schalldämpferlänge als Obergrenze, sind bei zufällig gewählten 3 Kammerlängen nur 12% im akzeptablen (d.h. realisierbaren) Wertebereich. Geneva unterstützt direkt die Angaben von Abhängigkeiten und rechnet diese in Bewertungen um, die für ungültige Parameterbereiche (d.h. solche, die Randbedingungen verletzten) den Aufruf des Bewertungswerkzeuges vermeiden. Optimierungsalgorithmen werden so unabhängig von der Validität einer Lösung in Richtung Optimum gezogen und der Datensatz mit gültigen Lösungen angereichert. Geneva transformiert hierzu zu Bewertungen gültiger Parametersätze mit einer Sigmoidfunktion. Für ungültige Parametersätze muss eine „Invalidität“ bekannt sein, die ein Abstandsmaß zu gültigen Lösungen darstellt. Aus dieser Größe und den Grenzen der Sigmoidfunktion kann Geneva dann eine Ersatzfitness berechnen, die den Aufruf des Solvers vermeidet.

Herausforderung 3: Beschneiden des Lösungsraumes Zusätzlich zu abhängigen Parametern gibt es Bedingungen wie z.B., dass beide Rohre mit genügend Abstand zur Wand und zueinander durch die Zwischenwände der zweiten Kammer gehen müssen oder die Anzahl der Löcher einer Perforation durch die Oberfläche der perforierten Zwischenwand begrenzt ist. Das beschneidet den Lösungsraum weiter, negiert also weitere zufällige Wertekombinationen. Es handelt sich hierbei um Grenzen einzelner Parameter, die direkt im Rahmen der Parameterdefinitionen durch Geneva behandelt werden können.

Herausforderung 4: Verwendung in mehreren Kontexten Die eingangs erwähnte Zylinderabschaltung bedeutet, dass ein und dieselbe Abgasanlage mit unterschiedlichen Eingangssignalen gespeist wird. Es gibt weitere Situationen, in denen mehr als eine Quelle vorhanden ist. Üblicherweise ist dies verbunden mit getrennt zu erfüllenden Zielfunktionen, um unterschiedliche Akustikziele zu realisieren. Die Zielfunktionen können nun entweder zu einer einzelnen Funktion zusammengefasst werden (Æ Einkriterienoptimierung) – im einfachsten Fall könnte dies einfach die Summe der Einzelbewertungen sein – oder getrennt für die Mehrkriterienoptimierung herangezogen werden. In allen Fällen muss beachtet werden, dass nun eine der Zahl der Zielfunktionen entsprechende Menge an Durchläufen absolviert werden muss. Der Rechenaufwand steigt damit einerseits linear mit der Zahl an Bewertungskriterien. Ferner ist zu berücksichtigen, dass die Notwendigkeit der simultanen Befriedigung einander potentiell widersprechender Bewertungskriterien zu einer

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komplexeren Qualitätsoberfläche führen kann und dass die Existenz einer alle Bedingungen hinreichend erfüllenden Lösung nicht garantiert ist. Auch aus diesem Grund muss mit einer erheblich erhöhten Zahl an Bewertungszyklen gerechnet werden gegenüber Problemstellungen, die nur ein einziges Akustikziel und nur eine Quelle berücksichtigen. Um dies zu verdeutlichen, wurden 76 Geometrieparameter einer recht komplexen Abgasanlage optimiert. Zunächst diente als einzige Quelle ein 4-Zylinder KleinwageMotor mit zugehörigem Akustik-Target. Die „Fitness“ fiel innerhalb weniger Iterationen bis in einen Bereich, in dem die (simulierte) Ist-Akustik den Sollwerten der Herstellervorgabe hinreichend nahe kam. Als Optimierungsalgorithmus kam hierbei ein Evolutionärer Algorithmus zum Einsatz. In einem zweiten Schritt wurden zwei weitere Quellen (ein 4-Zylinder Motor mit erhöhtem Durchsatz und ein 8-Zylinder Motor im Limousinensegment) hinzu genommen, jeweils verbunden mit eigenen Targets. Das Ziel der Optimierung lag darin, alle drei Targets durch ein- und dieselbe Geometrie der Abgasanlage simultan möglichst gut zu reproduzieren. Eine Gewichtung zwischen den Zielfunktionen fand dabei nicht statt. Das Beispiel ist bewusst komplex gewählt und zielt nicht auf Realitätsnähe ab. Die Schwelle hin zu einer akzeptablen Übereinstimmung mit den Akustiktargets wurde auch in diesem konstruierten Beispiel erreicht. Allerdings überstieg die Zahl der Solverläufe die Menge im Fall einer Einzelquelle um mehr als eine Größenordnung. Ausschlaggebend hierfür war einerseits die Erhöhung der Populationsgröße des Evolutionären Algorithmus, ferner eine höhere Zahl an Iterationen und die Notwendigkeit, pro Bewertung drei Durchläufe des Simulationswerkzeugs zu starten. Die hohe Zahl an Bewertungen ließe sich durch eine Anpassung der Konfigurationsparameter des Algorithmus im Rahmen aufwändiger Tests sicher noch drücken. Der Beweis des höheren Rechenaufwandes bei multiplen Quellen scheint aber angetreten. Nebenbei bemerkt war sehr sichtbar in der Entwicklung der Fitness, dass die Qualitätsoberfläche (wie erwartet) eine „schwierigere“ Geometrie besaß, was die höhere Zahl an Iterationen und die Notwendigkeit größerer Populationen bedingte. Sollen also multiple Kontexte mit derselben Abgasanlage erfüllt werden, existieren (möglicherweise deutlich) erhöhte Anforderungen an die Rechenumgebung und/oder das Simulationswerkzeug, respektive die Dauer einer Einzelberechnung und die Möglichkeit, Einzelberechnungen getrennt auf unterschiedlichen Rechenwerken auszuführen. Dies kann selbstverständlich auch lizenztechnische Fragen aufwerfen. Entsprechenden Kosten muss jedoch auch der Aufwand für die „manuelle“ Entwicklung gegenübergestellt werden. Und „Time to market“ sowie die Bindung der Ingenieure an teilweise ungeliebte Aufgaben stellen genau wie die Lizenzen einen Kostenfaktor dar. Dies gilt besonders für solch komplexe Aufgabenstellungen wie die simultane Abdeckung unterschiedlicher Quell-/Targetpaare durch dieselbe Abgasanlage.

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Herausforderung 5: Modellbildung, Simulation und Optimierung Optimierungsrechnungen setzen das Vorhandensein passender Modelle des zu optimierenden Gegenstandes voraus. Sind diese parametrisierbar, so schlägt der Optimierungsalgorithmus sukzessiv bessere Parametersätze bis zum Erreichen eines hinreichenden Optimums vor. Was hinreichend ist, bemisst sich dabei nicht nur an der erreichten Fitness, sondern auch dem modellierten Gegenstand. Kein Modell kann die physikalische Realität exakt abbilden. Auf einem Modell aufbauende Simulationen liefern damit teils von der Realität abweichende Ergebnisse zurück. Welche Abweichungen akzeptabel sind, hängt dabei u.a. von Einsatzzweck ab. Und je feiner die Strukturen der realen Qualitätsoberfläche, desto problematischer sind Abweichungen. Eine besondere Rolle spielt dies nahe den Optima. Der Erfolg einer Optimierung ist insofern immer an die Qualität der verwendeten Simulation gebunden. Die Genauigkeit der Simulation skaliert andererseits oft nur mit einem (stark) erhöhtem Rechenaufwand (Beispiel 1D- vs. 3D-Simulation in der Abgastechnik). Eine höhere Genauigkeit der Bewertung bedeutet deshalb auf der anderen Seite aufgrund begrenzter Ressourcen weniger Zeit für den Optimierungslauf und damit eine geringere „Tiefe“ der Optimierung. Hier die richtige Abwägung zu finden ist schwierig und kann nur problembezogen erfolgen. Hingewiesen sei noch darauf, dass eine Simulation sich nicht nur im Vergleich zur Realität „beweisen“ muss, sondern möglicherweise auch gegenüber anderen Simulationswerkzeugen. Dies trägt weiter zur Komplexität bei. Entschärft wird dieser Zielkonflikt dadurch, dass das beschriebene Vorgehen besonders in der ersten und im Übergang zur zweiten Projektphase zum Einsatz kommt, so dass Abstriche in der Genauigkeit hinsichtlich der eingesetzten Simulationswerkzeuge geringere Auswirkungen haben. Sehr verkürzt formuliert ist in der ersten Projektphase auch eine 80%-Lösung noch ausreichend, diese aber möglichst schnell und dynamisch an geänderte Anforderungen anpassbar. Genauigkeit schadet aber natürlich auch in dieser Projektphase nicht.

Herausforderung 6: Aufbereitung für den Nutzer Die Wahl zwischen Einkriterien- und Mehrkriterienoptimierung ist schwierig und problemabhängig. Nach der Auffassung des Projektteams sollte ein potentes Werkzeug zur Akustikoptimierung von Abgasanlagen sowohl die Ein- als auch die Mehrkriterienoptimierung grundsätzlich unterstützen, um auch sich ändernden Randbedingungen begegnen zu können. Die Wahl zwischen beiden Modi sollte allerdings im administrativen Backend des Werkzeugs erfolgen, da es ein wichtiges Ziel ist, Nutzer der Plattform von nicht aufgabenspezifischen Tätigkeiten zu entlasten. Die Wahl soll also möglich, aber nicht exponiert sein. Diese Philosophie gilt allgemein: Nutzer sollten von unnötigen Wahlmöglichkeiten befreit werden, ohne ihnen aber im Einzelfall die Freiheit der Gestaltung ihrer Aufgabenstellungen zu nehmen und für eine er-

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folgreiche Optimierung sinnvolle Eigenschaften eines Werkzeugs vorzuenthalten. Eine Abstufung in administrativ je nach Bedarf aktivierbare Fähigkeiten eines Werkzeugs und Standardfunktionalität – mithin der Rückgriff auf menschliche Intelligenz bei der Steuerung – erscheint hier sinnvoll und bietet die größtmögliche Flexibilität.

Erfahrung & Ausblick Die Entwicklung eines Werkzeuges in einer Projektgruppe aus zwei sehr unterschiedlichen Bereichen war herausfordernd und spannend, jedoch von Erfolg gekrönt und das Produkt überzeugend. Die Aufteilung der Verantwortungsbereiche in methodische Inhalte, die bei Gemfony Scientific platziert waren und ingenieurtechnische Inhalte, die Tenneco zufielen, war sinnvoll und gab dem Projekt die klare Form. Durch die Einbindung der durch Geneva bereitgestellten Mittel konnten im Projekt intelligente Wege aufgezeigt werden, um schnell gute und gültige Ergebnisse zu finden. Der das Werkzeug verwendende Ingenieur wird hierbei von stupiden, sich wiederholenden Arbeiten befreit, jedoch in seiner Kreativität hinsichtlich des Designs neuer Abgasanlagen nicht beeinträchtigt. Die Erfahrung mit dem aktuellen Stand des Werkzeuges sind aus technischer Sicht mehr als überzeugend, der Reifegrad einer hiermit bei Tenneco entwickelten Abgasanlage kann binnen weniger Stunden auf einem Niveau sein, für das vor wenigen Jahren noch Tage oder Wochen notwendig waren. Auch können kleine Änderungen fast in Echtzeit eingebracht und bewertet werden, ein Fortschritt, der bislang undenkbar war. Eine weitere Generation des Werkzeuges ist absehbar, hier sind dann z.B. erweiterte Funktionen für die parallele Optimierung ganzer Plattformen bei der Zielsetzung einer maximalen Gleichteilstrategie und das Ausrollen Tenneco-weltweit geplant, um noch effizienter die Rechenressourcen zu nutzen. Die auf Seiten der Geneva-Autoren mit dem kommerziellen Einsatz ihres Optimierers im Rahmen dieses Projektes gesammelten Erfahrungen werden sowohl dem weiteren, Ausbau dieser Software zu Gute kommen als auch anderen Projekten in Wirtschaft und Wissenschaft, außerhalb des Designs von Abgasanlagen, dienen.

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Lösungsansätze in der parametrischen Optimierung der Akustik von Abgasanlagen

Über Tenneco Tenneco Inc. mit Sitz in Lake Forest, Illinois, USA erzielte in 2013 mit ca. 26.000 Mitarbeitern weltweit einen Umsatz von ca. 8 Milliarden US$ und ist eines der führenden Unternehmen in Entwicklung und Produktion von Abgassystemen sowie Federungs-, Dämpfungs- und Radaufhängungssystemen sowohl im Erstausrüster- als auch im Nachrüstbereich. Der Konzern ist präsent auf sechs Kontinenten mit 89 Produktionsstätten und 14 Entwicklungszentren. Durch ein weltweites Fertigungs-, Forschungs- und Entwicklungsnetzwerk können wir die Märkte unserer Kunden individuell bedienen und frühzeitig und flexibel auf die Anforderungen reagieren.

Tenneco Clean Air Europe Diese Geschäftseinheit von Tenneco ist zuständig für die Entwicklung, die Fertigung und den Vertrieb von Abgassystemen und Komponenten im Erstausrüsterbereich und beliefert nahezu alle bedeutenden Pkw- und Nutzfahrzeughersteller. Mit ca. 5.200 Mitarbeitern an 21 Produktionsstandorten in 11 verschiedenen Ländern Europas sowie einem Werk in Südafrika gewährleisten wir jederzeit Kundennähe. Die Tenneco GmbH, vormals Gillet GmbH, ist das Hauptwerk der europäischen Aktivitäten im Abgasbereich mit Sitz in Edenkoben, Rheinland-Pfalz. Hier befindet sich auch unser größtes europäisches Forschungs- und Entwicklungszentrum

Über Gemfony scientific Gemfony scientific UG (haftungsbeschränkt) ist eine Ausgründung des Steinbuch Centre for Computing am Karlsruhe Institute of Technology. Gemfony bietet Consulting, Training und Support rund um die Optimierung, Simulation und Modellierung komplexer technischer Fragestellungen an. Daneben zählt allgemeines Wissenschaftsconsulting für technische Fragestellungen zum Portfolio. Als Open Source Unternehmen bietet Gemfony zudem Audits existierender Open Source Infrastrukturen sowie Beratung zum sinnvollen Einsatz von Open Source im Unternehmen an. Gemfony pflegt und entwickelt die Optimierungsumgebung Geneva („Grid-enabled evolutionary algorithms“). Kontakt: [email protected] . Web (und Impressum) unter http://www.gemfony.eu .

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS Dr. Peter Priesching Dr. Zoran Žuniþ Eder Lucas M.Sc.

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Introduction A widely used application to reduce the NOx emission of diesel engines is the Exhaust Gas Recirculation (EGR) system. A part of the exhaust gas is taken and mixed with fresh air and then introduced into the combustion chamber, where it lowers the emissions of NOx. To reach even lower levels of NOx emission, the redirected exhaust gas is also cooled by a heat exchanger before the mixing with fresh air. The emissions of the combustion process, such as soot or hydrocarbons, can potentially form a deposit layer on the walls of the EGR-cooler. The deposit lowers the heat exchange between the exhaust gas and the cooling fins, due to the additional thermal resistance of the deposit layer and it can increase the pressure drop of the cooler significantly. Especially for diesel engines the rate of redirected gas is very important, as a higher rate decreases the NOx emissions, but raises the emission of particulate matter (PM). This fact gains even more importance, when looking at the current regulations on NOx- and PM emissions for diesel engines in passenger cars in the European Union. Several different studies within the last years dealt with the typical fouling mechanisms in EGR-coolers. Völk et. al. described those effects in their work and they gave possible solutions for the cleaning or refreshing of the EGR-cooler [8, 9]. Bravo et. al. focused on soot deposition and its modelling for EGR-coolers [1, 2]. Warey et. al. also take the build-up and removal of the deposit layer through HC-condensation into account. Under certain circumstances they assume that the condensation of hydrocarbons can remove parts of the deposit layer, which they tested for the cooling walls of an EGR-cooler [10]. Glensvig et. al. developed a method for active refreshing of the EGR-cooling system, that is based on the assumption of water vapour condensation in the EGR-system [4]. The fouling mechanisms have been modelled by several different authors. Warey et. al. gave a one-dimensional model that predicts the particle deposition and HC condensation, as well as cleaning effects of the EGR cooler [10]. Teng et. al. developed a semi-empirical model that calculates the additional pressure drop, due to the cooler fouling [6]. Strauch et. al. used a CFD-supported approach to develop a 3D-model for EGR-cooler fouling, therefore being able to simulate different fouling effects as well as their influence on pressure drop and reduced heat transfer of the heat exchanger [5]. The current work uses a coupled CFD-model for all domains of the EGR-cooler, namely the EGR-gas, the solid part (cooling fins as well as the solid structure) and the cooling water domain. A workflow has been developed to simulate the three different domains at the same time and exchange relevant values, such as the heat transfer coefficient and wall temperatures, during the calculation. The workflow also includes an approach to spare the meshing and calculation of the cooling fins of the heat exchan-

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

ger, to decrease the mesh size and calculation time. An artificial domain with a higher pressure loss, as well as an additional heat exchange, is added to replace the fins accordingly. The model is able to predict the transient build-up of the deposit layer and therefore the change of the heat transfer and pressure loss with regard to the most important fouling effect, thermophoresis. Steady simulations, as well as transient simulations are discussed.

Physical Model Cooler fouling is defined as deposition of particles or other components of the exhaust gas of a diesel engine that is redirected through the EGR-cooler. Deposition effects, as well as cleaning effects influence the thickness and thermal conductivity of the deposit itself. The mechanisms strongly depend on the temperature gradient between EGRgas and cooler wall, the mass flow rate of the EGR-gas, as well as the composition of the EGR-gas regarding hydrocarbons or particulate matter [8]. The most important fouling effects are thermophoresis, diffusion, interception, as well as particle inertia effects. Because studies show, that thermophoresis is the strongest deposition mechanisms out of the mentioned ones, it is the main effect considered in the numerical model and will be discussed in detail. Thermophoresis occurs, when a fluid is exposed to a temperature gradient. Molecules in the hot region have a higher kinetic energy than molecules in the cold region, which generates a force that is directed towards the cooling wall (against the temperature gradient). The way of a particle, that is exposed to thermophoresis is shown in figure 1. Due to the generated thermophoretic force, the particles do not follow the streamlines of the gas but are dragged to the cooler wall where they tend to form deposits.

Figure 1: Thermophoresis

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

To calculate thermophoretic effects in a CFD model, two different approaches can be used. The Brock-Talbot-Correlation assumes a thermophoretic speed that is generated by the temperature gradient, whereas Cha-McCoy-Wood assumes a thermophoretic force. Both approaches have certain advantages and disadvantages regarding the particle size, which can be seen in [8]. For the best results to depict thermophoresis a blending of the above mentioned approaches is used. The Brock-Talbot-Correlation is valid for larger particles, whereas the approach of Cha-McCoy-Wood is used for smaller particles. The criterion for small and large particles is the Knudsen Number (Kn) which can be described as: ‫ ݊ܭ‬ൌ 

ଶఒ

ௗು

(1)

In equation (1) Ȝ is the mean free path of a molecule and dP is the diameter of the particle. The current fouling model only uses the Brock-Talbot approximation.

Numerical Model The final CFD model shall be able to depict the layer thickness of the deposit in the EGR cooler as well as the heat transfer – and pressure loss due to the deposits. To resolve the cooling fins of the EGR-cooler properly, a very detailed mesh would be needed and results would take long time to be calculated. Thus, the fins were to be removed from the geometry to decrease the mesh size and to increase the simulation speed. Without the fins, the pressure loss, as well as the convectional heat transfer from the exhaust gas to the fins has to be replaced by a mathematical model. To model the pressure loss without the cooling fins, a block of porous media is introduced in the geometry. A multi-phase simulation methodology is applied to describe the solid and gaseous part of the fin region and to calculate the heat transfer between the modelled fins and the exhaust gas. The heat transfer is necessary in order to calculate the temperatures of the gas and the solid inside the porous media. Finally this knowledge about the local temperature gradients enables a determination of the thickness of the deposit layer regarding thermophoretic effects, using the model from H. Teng [6]. To simulate the whole EGR-cooler, also the cooling fluid, as well as the solid part of the cooler (except the fins) has to be considered. The heat transfer of the cooling fins is modelled using the approach of Chang and Wang [3]. This approach has originally been developed for louver fins and needed to be adapted for the current geometry. To get an exact value for the heat transfer of the fins, one single channel, where the fins are meshed, has been calculated in order to determine the heat transfer. The pressure drop due to the cooling fins is calculated using Forchheimer’s equation. Therefore the deposit layer increases the pressure loss and decreases the heat transfer by using the following formulas.

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

To calculate the deposit layer thickness, the model of [6] has been used, which is described in the following. This model considers thermophoresis as the main deposition effect, explaining that it was found to be at least one order of magnitude greater than Brownian diffusion, if the temperature gradient concerning cooling walls and exhaust is very high [6].To calculate the “fouling factor” of the EGR-cooler, the following formula, shown in (2), from Teng is used: ܴ௙ ൌ 

௄భ ‫כ‬஼ೞ

‫  כ‬൜ͳ െ  ൤

௄మ ‫כ‬௞೏ ‫כ‬௎

்ೢ ்೚

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൅  ቀͳ െ  ೢቁ ‫݁ כ‬ ்೚

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൨ൠ



(2)

K1 and K2 are parameters that depend on the cooler structure. CS is the soot mass concentration in the EGR-gas, kd is the thermal conductivity of the deposit and U the main velocity of the EGR-gas. TW is the temperature of the cooler wall, T0 is the temperature of the EGR-gas at the inlet. L is the length of the cooling channel and D depicts the diameter of the channel. Pr and St are the Prandtl Number of the EGR-gas and the Stanton Number. The thermophoretic coefficient ‫ܭ‬௧௛ can be expressed as (3): ‫ܭ‬௧௛ ൌ ʹ‫ܥ‬ௌ ‫כ‬

బǤఴఴ ೖ೒ ష ା஼೟ ‫כ‬௄௡൰‫כ‬൤ଵା௄௡‫כ‬൬ଵǤଶା଴Ǥସଵ‫כ‬௘ ಼೙ ൰൨ ೖ೛ ೖ೒ ሺଵାଷ‫כ‬஼೘ ‫כ‬௄௡ሻ‫כ‬ሺଵାଶ ାଶ஼೟ ௄௡ሻ ೖ೛

൬

(3)

CS, Ct and Cm are constants that can be seen in [6], Kn is the Knudsen number as described earlier. kg and kp are the thermal conductivities of the EGR-gas and the soot particles. The deposit layer thickness that is used to calculate the reduced heat transfer and additional pressure loss is then calculated by (4), with kd being the thermal conductivity of the deposit. ߜ ൌ  ܴ௙ ‫݇ כ‬ௗ

(4)

The reduced heat transfer can be determined by using the following formula, which assumes an additional thermal resistance that is determined by the thermal conductivity of the deposit layer and the deposit layer thickness, show in (5). οܴ ൌ 

ఋ

௞೏

(5)

The additional pressure loss is also determined using the fouling factor with adjustments. Further information on the mathematical modelling of the pressure is given in [6]. With these model approaches the influence of the cooler fouling can be calculated. The model is implemented in a coupled approach for a steady simulation of the whole EGR-cooler and a transient simulation for one cooling channel. The mathematical model for the heat exchanger, as well as the porosity can be seen in the according manual.

253

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Simulation Set-up Two aspects of the simulation of cooler fouling shall be discussed here. On the one hand there is the transient built-up of a deposit layer, which shall be simulated by applying a transient simulation of a single channel of the whole configuration. By doing this, it is possible to see local effects of the soot deposition in detail. The according mesh for the single channel transient simulation is shown in figure 2.

Figure 2: Geometry for single channel calculation (upper section is removed for better visibility)

On the other hand there is the overall behaviour of the clean and fouled cooler in terms of heat transfer and pressure loss. This task is addressed by a steady simulation of the complete configuration as shown in figure 3. A domain for each of the three parts of the simulation (EGR-gas, cooling water and solid part of the cooler) has to be created, and the simulations have to interact with each other. To solve this problem, each domain is simulated on its own and at specified coupling intervals, the relevant information is exchanged. Figure 3 also shows the workflow approach of the coupled simulation, with the according models, that are applied for each simulation. The domain for the solid part of the EGR-cooler, as well as the cooling fluid is solved within a multi-material approach.

254

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Figure 3: Calculation geometry (left) and workflow for coupled approach (right)

The simulations have been set up with the according input data from the measurements of an internal R&D campaign. For the transient simulation the build-up of the deposit layer was shown for a time of 10 seconds. For the steady coupled simulations the clean case was set up with the same input data as the single channel simulation (with adjusted mass flow rates of course). For the fouled case simulation a measurement of a stable state after about 4 hours of use was taken, where the fouling reached a steady state. Table 1 shows the input data for the clean, as well as the fouled case. Table 1: Boundary conditions for single channel – and coupled simulation Quantity Gas – Inlet temperature [°C] Gas – Inlet Mass flow [kg/h] Water – Inlet temperature [°C] Water – Inlet Mass flow [kg/h]

Clean State 369,8 69,59 79,7 1134

Fouled State 415,3 60,74 80 1134

255

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Discussion of Results Figure 4 shows the accumulation of soot on the cooling walls of the inlet and outlet area (approximately 1 cm of the channel length), whereas figure 5 shows the soot layer height after 10 seconds of real time. One has to note, that the results only show the transient deposition of the soot and not the induced fouling.

Figure 4: Accumulated soot mass of the transient simulation

Figure 5: Soot layer height after 10 seconds

256

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

The deposition model works correctly as one can see, that the inlet area, where the temperature gradient is higher, experiences a stronger deposition of particles. The results show reasonable agreement in quality with the results from [6]. For the coupled simulation the results of a converged state are shown for the clean case in table 2 and for the fouled case in table 3. The tables give the outlet temperature of the EGR gas as well as the outlet water temperature, as well as the pressure drop. Furthermore the cooler efficiency, which is described in (6), is shown. ߝ ൌ

்ಸೌೞ೔೙೗೐೟ ି்ಸೌೞ೚ೠ೟೗೐೟

(6)

்ಸೌೞ೔೙೗೐೟ ି்ೈೌ೟೐ೝ೔೙೗೐೟

Table 2: Comparison of simulation and measurement for clean EGR-cooler Quantity Outlet Temperature Gas [°C] Outlet Temperature Water [°C] Pressure drop Gas [Pa] Cooler Efficiency [ – ]

Measurement 116,80 82,10 3.400 0,8793

Simulation 121,43 84,67 3.225 0,8710

Table 3: Comparison of simulation and measurement for fouled EGR-cooler Quantity Outlet Temperature Gas [°C] Outlet Temperature Water [°C] Pressure drop Gas [Pa] Cooler Efficiency [ – ]

Measurement 232,10 81,30 6.880 0,5485

Simulation 233,40 83,07 6.648 0,5475

The temperatures for the EGR-gas as well as the water domain at the according outlets agree well with the measurements. The pressure loss due to the fins had to be adjusted to the cooler geometry and shows good results for the two simulations. Figure 6 and Figure 7 show the temperature distribution for the gas side in a central cut through the EGR cooler for the clean and the fouled case respectively. One can clearly observe the different behaviour and especially the deteriorated heat transfer in the fouled case.

257

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Figure 6: Temperature distribution of the exhaust gas simulation in the clean cooler

Figure 7: Temperature distribution of the exhaust gas simulation in the clean cooler

258

3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

Summary and Outlook A workflow for the coupled simulation of the whole system of an EGR-cooler has been developed. All three domains i.e. the egr (gas) side, the solid material and the cooling water side are taken into account. The transient build-up of the deposit layer has been shown by a single channel simulation. For the determination of a “steady state” the coupled simulation approach has been applied. Results show a good agreement for the cooler outlet temperature, as well as for the pressure drop for both, clean and fouled state of the EGR-cooler. A transient approach for the coupled simulation would also be possible, but is not feasible in an engineering environment due to the long simulation time, as the EGR-cooler takes several hours of real time to reach a fouled state with almost steady conditions. Already with the current modelling approach and workflow the development of EGR coolers can be supported by delivering detailed information about the location and dynamics of a soot deposit layer build-up. The 3D models can also serve for the parameterization of 1D models, which then can be even applied in a real-time simulation environment. Nevertheless in order to fulfil all the needs of system simulation, some refinements to the approach still need to be done. The current workflow covers only one fouling mechanism, which is therefore subject of further work. The model will be extended to cover the condensation of hydrocarbons to depict their fouling, as well as their cleaning effect [10]. Furthermore the assumption of Glensvig et. al. [4] can be implemented to provide a model for refreshment of the EGR-cooler during operation.

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3D SIMULATION OF AN EGR COOLER INCLUDING FOULING EFFECTS

References [1] Bravo, Y., Lázaro, J., and García-Bernand, L., “Study of Fouling Phenomena on EGR Coolers due to Soot Deposits. Development of a Representative Test Method,” SAE Technical Papers [journal]. SAE Paper 2005-01-1143, Reprinted from: New SI Engine and Component Design 2005 (SP-1966), 2005. [2] Bravo, Y., Moreno, F., and Longo, O., “Improved Characterization of Fouling in Cooled EGR Systems” SAE [journal], SAE Paper 2007-01-1257, 2007. [3] Chang, Y. J., and Wang, C. C., “A Generalized Transfer Correlation for Louver Fin Geometry”, International Journal of Heat and Mass Transfer, Vol. 40, Issue 3, pp. 533-544, 1997. [4] Glensvig, M., and Stöwe, C., „Method for active EGR cooler refreshing during cold start“, Vehicle Thermal Management Systems, Conference Proceedings (VTMS11), pp. 65 – 77, 2013. [5] Strauch, R., Brotz, F., and Supper, J., “CFD simulation of the fouling process in EGR coolers”, Vehicle Thermal Management Systems, Conference and Exchibition (VTMS10), pp. 233-243, 2011. [6] Teng, H., “A Semi-Empirical Model for Predicting Pressure Drops of Fouled EGR Coolers“, SAE International Journal for Commercial Vehicles [journal], Vol. 3, Issue 1, SAE Paper 2010-02-1948, 2010. [7] Teng, H., and Regner, G., “Particulate Fouling in EGR Coolers”, SAE International Journal for Commercial Vehicles [journal], Vol. 2, Issue 2, pp. 154 – 163, SAE Paper 2009-01-2877, 2009. [8] Völk, P., and Hörnig, G., “Verschmutzung von AGR-Kühlern I – Untersuchung der Ablagerungsmechanismen auf der gasseitigen Oberfläche von Abgaswärmeaustauschern und die Entwicklung von Lösungsansätzen zu ihrer Vermeidung und zum Ablösen der Anlagerung”, Forschungsvereinigung Verbrennungskraftmaschinen (FVV e.V) [report], Heft 929, Bad Neuenhar, Germany, 2011. [9] Völk, P., and Hörnig, G., “Verschmutzung von AGR-Kühlern II – Modellbildung zum Verständnis der an der Ablagerungsbildung im AGR-Kühler beteiligten Mechanismen inklusive experimenteller Bestätigung”, Forschungsvereinigung Verbrennungskraftmaschinen (FVV e.V) [report], Heft 952, Bad Neuenhar, Germany, 2012. [10] Warey, A., et. al., “A One-Dimensional Model for Particulate Deposition and Hydrocarbon Condensation in Exhaust Gas Recirculation Coolers”, Aerosol Science and Technology [journal], Issue 46, pp. 198-213, 2012.

260

KRAFTSTOFFE

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_6

Increasing efficiency in gasoline powertrains with a Variable Compression Ratio (VCR) system Andreas Balazs, FEV GmbH Markus Podworny, Lehrstuhl für Verbrennungskraftmaschinen, RWTH Aachen University

263

Increasing efficiency in gasoline powertrains with a Variable Compression Ratio …

Abstract Downsizing in combination with turbocharging currently represents the main technology trend for meeting CO2 emissions with gasoline engines. Besides the well-known advantages of downsizing the compression ratio has to be reduced in order to mitigate knock at higher engine loads along with increased turbocharging demand to compensate for the reduction in power. Another disadvantage occurs at part load with increasing boost pressure levels causing the part load efficiencies to deteriorate. The application of a variable compression ratio (VCR) system can help to mitigate these disadvantages. The 2-stage VCR system with variable kinetic lengths entails variable powertrain components which can be used instead of the conventional components and thus only require minor modifications for existing engine architectures. The presented variable length connecting rod system has been continuously developed over the past years. The working principle and the system properties based on the current state of development will be shown in detail. Various compression ratio ranges and considerations for actuation speed are being discussed in detail. A comparison of 2-stage versus fully variable compression ratio systems will be discussed and an outlook will be provided of how the presented 2-stage system and a fully VCR system can be utilized in current state-of the- art turbocharged direct-injected gasoline engines with the potential for significant CO2 reduction. Various fuel qualities in different markets worldwide, demand different layout of the compression ratio due to the changing knock behavior of the fuels. A VCR system has the potential to decrease fuel consumption and emissions dependent on the fuel quality. Advantages of VCR with multi fuel applications will be discussed.

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei Dieselbrennverfahren Dipl.-Ing. Magnus Schmitt Alexander Feiling, M. Sc. Prof. Dr. techn. C. Beidl Christian von Pyschow, M. Sc. Dr. Eberhard Jacob

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Einleitung Motivation Analog zur „Energiewende“ in Deutschland im Strombereich, wird für den Verkehrssektor sogar eine vollständige Eliminierung der THG-Emissionen bis 2050 gefordert. Diese soll durch Verminderung des Energieverbrauchs und der Abkehr von fossilen Energieträgern realisiert werden. Dieses sehr ambitionierte Ziel soll durch die Bereitstellung stromgenerierter, CO2-neutraler Kraftstoffe, wie Wasserstoff, Methan und flüssigen Kohlenwasserstoffen erreicht werden. Hierbei verfügen die flüssigen gegenüber den gasförmigen Kraftstoffen über Vorteile bei Logistik, Energiedichte und Speicherung. Biokraftstoffe aus Biomasse hingegen werden kritisch beurteilt, vor allem, weil unter Einbeziehung von Landnutzungsänderungen die THG-Einsparungseffekte marginal bleiben. [1] Zukünftige Antriebstechnologien sind primär nach den Kriterien CO2-Neutralität und nachhaltiger Verfügbarkeit zu bewerten. Wünschenswert ist ein Kraftstoff, mit dem es möglich ist, die Abgasemissionen drastisch zu reduzieren oder noch besser ein „SubZero-Kraftstoff“, der das Potenzial besitzt, im Zusammenspiel mit Motor und Abgasnachbehandlung die Immissionssituation in Ballungsräumen sogar zu verbessern. Nachgeordnete Faktoren sind die ökonomische Wettbewerbsfähigkeit und die Funktionalität, z. B. in Bezug auf Reichweite und Komfort. [2] Eine vielversprechende Möglichkeit hierfür bieten synthetische Oxygenate in Form von C1-Kraftstoffen. Diese vermeiden den NOx-/PM-Trade-Off durch das Vorhandensein von Sauerstoff im Kraftstoff selbst. So wird die Oxidation aus den fetten Zonen in den Kraftstofftropfen heraus unterstützt. C1-Kraftstoffe sind Kraftstoffe, bei denen keine C-C-Bindungen vorhanden sind. Dementsprechend enthalten C2Kraftstoffe maximal zwei direkt verbundene Kohlenstoffatome, C3-Kraftstoffe maximal drei usw. Ohne direkte C-C-Bindungen ist eine Rußbildung erschwert. [2] Laut [3] hat der Sauerstoffanteil den wesentlichen Einfluss, um die Rußbildung vollständig zu vermeiden. Sobald allerdings Ruß entsteht, ist die Kraftstoffstruktur von Bedeutung. In diesem Fall zeigen C1-Kraftstoffe einen klaren Vorteil hinsichtlich rußarmer Verbrennung.

Oxymethylenether, OME Der einfachste C1-Dieselkraftstoff ist DME (34,8 % Sauerstoffgehalt), der rußarm verbrennt und mit einer Cetanzahl von 55-60 sehr zündwillig ist. Problematisch ist vor allem die Logistik des Kraftstoffes, da DME (Siedepunkt -24 °C) in Druckbehältern gelagert werden muss.

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

OME ist die Kurzform für oligomere Polyoxymethylendimethylether mit der allgemeinen Formel [CH3O(-CH2O-)nCH3]. Für DME wäre formal n=0. OME mit n=1-5 sind farblose und ungiftige Flüssigkeiten, die sich in beliebigen Mengen mit Diesel mischen lassen. [2], [3], [4], [5], [6] Motorische Untersuchungen von Diesel-OME-Mischungen zeigen eine erhebliche Absenkung der Rußpartikelemission, für OME1 z. B. in [4] und für OME3/4 in [3]. OME verbrennen aufgrund ihres hohen Sauerstoffgehalts (OME1/5 mit n=1/5: 42/50 % Sauerstoffgehalt) und der Abwesenheit von C-C-Bindungen auch bei unterstöchiometrischer Luftzahl ohne die Bildung von Rußpartikeln. Dadurch können im Motorenbetrieb höhere Abgasrückführraten erreicht werden (keine Versottung des AGR-Kühlers) um die innermotorische NOx-Reduktion zu erhöhen. [3] Die Anzahl an Oxymethylen-Gruppen n beeinflusst hierbei maßgeblich die Eigenschaften und damit die Einsetzbarkeit des Kraftstoffes. OME1 mit n = 1 ist leichtflüchtig (Siedepunkt 42 °C) und die Cetanzahl ist mit 38 unzureichend niedrig. OME1 wird großtechnisch hergestellt und als mildes und ungiftiges Lösungsmittel eingesetzt. Höhere OME mit n=2-5 besitzen sehr hohe Cetanzahlen (>90) und Siedepunkte im Bereich von Dieselkraftstoff, sind aber derzeit nur in Labormengen verfügbar. Ihre Eigenschaften wie Cetanzahl, Zündpunkt, Flammpunkt, kinematische Viskosität und Heizwert lassen sich über die Anzahl der Oxymethylen-Gruppen n beeinflussen. Somit können die Eigenschaften des Kraftstoffs gezielt eingestellt werden. [7] Neben der Partikel-Reduzierung und der Vermeidung des NOx-/PM-Trade-Offs liegen die großen Vorteile höherer OME in der hohen Cetanzahl, der Ungiftigkeit und des hohen Flammpunktes, womit die Verbrennung verbessert werden kann und eine Handhabung des Kraftstoffs vereinfacht wird. Die erhebliche Reduzierung von Partikeln beim Einsatz von OME1 konnte bisher nur in Einzylinderversuchen nachgewiesen werden, unter anderem in [2], [3], [4] (siehe Abbildung 1).

267

0,14

3,5E+11

0,12

3,0E+11

0,1

2,5E+11

0,08

2,0E+11

0,06

1,5E+11

0,04

1,0E+11

0,02

5,0E+10

PN in #/kWh

PM in g/kWh

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

0,0E+00

0 0,9

1,1

1,3 1,5 Lambda PM [g/kWh]

1,7

1,9

PN [#/kWh]

Abbildung 1: 1-Zylinder: PM-/PN-Verringerung durch Annäherung an stöchiometrisches Luftverhältnis (nach [2])

Weiterhin genießen sauerstoffhaltige Kraftstoffe, z. B. Methanol (50 % O) aufgrund der Molzahlvergrößerung bei der Direkteinspritzung leichte Wirkungsgradvorteile. [8] Für OME1 lässt sich hier eine Molzahlvergrößerung von 15,7 % gegenüber Diesel mit 7,2 % errechnen, was aus der Theorie heraus zu einem Wirkungsgradvorteil für den Betrieb mit OME1 führt.

Herstellung von OME1 Die großtechnische Herstellung von OME erfolgt aus Methanol. Ein Drittel des Methanols wird mit Luftsauerstoff partiell zu CH2O oxidiert, und der restliche Teil mit dem so gewonnen CH2O zu DMM bzw. OME1 bei 80 °C umgesetzt (Abb.1). In [9] werden die Grundlagen der Synthese von OME1 im Detail beschrieben.

268

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Abbildung 2: Schematische Darstellung der Synthese von OME1

Die Herstellung von CO2-neutralem Methanol kann nach dem CWtL („Carbon oxides&Water-to-Liquid“)-Verfahren erfolgen, das Wasserelektrolyse und industrielle Abgase einsetzt. [2]

Versuchsmotor, Prüfstand und Kraftstoff Das Institut für Verbrennungskraftmaschinen und Fahrzeugantrieb der Technischen Universität Darmstadt forscht bereits seit vielen Jahren im Bereich alternativer Kraftstoffe. Für die im Folgenden dargestellten Untersuchungen kommt der am Prüfstand verwendete Forschungsmotor der Firma MTU Friedrichshafen GmbH zum Einsatz. Der 6-Zylinder-Dieselmotor ist der kleinste Motor der Baureihe 1600. In dieser Konfiguration ist er als Reihenmotor ausgeführt. Eingesetzt werden die Motoren im OffHighway Segment für Landmaschinen, Baumaschinen, Diesellokomotiven und Generatoren für die Stromerzeugung. Die Daten des Motors finden sich in Tabelle 1. Er besitzt durch eine direkte ECU-Schnittstelle Variabilität in Einspritzzeitpunkt, Wastegate-Stellung des Hochdruck-Turboladers, AGR-Klappenstellung und KraftstoffRaildruck. Dies ist zur definierten Anpassung der motorischen Parameter für die Untersuchungen mit OME eine der Grundvoraussetzungen, weshalb dieser Motor als erster OME Vollmotor ausgewählt wurde.

269

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Tabelle 1: Technische Daten des MTU 1600 Versuchsmotors Zylinderzahl Hubraum in dm³ Bohrung in mm Hub in mm Ventile pro Zylinder Verdichtung Drehzahl (max.) in 1/min Drehmoment (max.) in Nm Leistung in kW zulässiger Zylinderdruck in bar Einspritzdruck CR (max.) in bar Aufladung AGR

6 10,5 122 150 4 14 2100 2010 340 220 2200 ATL/zweistufig/gekühlt Hochdruck-AGR/gekühlt

Der Grundmotor basiert auf einem Vorserienmodell und ist gegenüber den Serienmotoren modifiziert. So ist die Abgasturboaufladung zweistufig ausgeführt. Die Kühlung der Ladeluft erfolgt ebenfalls zweistufig, jeweils nach der Verdichtung. Das Verdichtungsverhältnis ist auf 14 gesenkt worden.

Abbildung 3: Der Versuchsmotor in der Prüfzelle

270

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Das am Prüfstand eingesetzte Automatisierungssystem ist AVL PUMA 1.5.3. Die folgende Abgasmesstechnik zur Bestimmung der gasförmigen Komponenten wird für die Versuche verwendet: Ɣ AVL AMA 4000 Ɣ AVL SESAM i60 FT Multi Component Exhaust Measurement System Zur Untersuchung der Partikelmasse, -anzahl und -zusammensetzung werden folgende Messsysteme verwendet: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

AVL S415/Smokemeter VKM Nano-Tunnel AVL Micro-Soot-Sensor AVL 489 Particle Counter (PMP-konform)

Darüber hinaus ist der Motor auf allen Zylindern indiziert. OME1 besitzt allerdings den Nachteil einer sehr geringen Zündfähigkeit. Durch Additivierung gelang es, nicht nur die Cetanzahl, sondern auch Viskosität und Schmierfähigkeit so anzuheben, dass erfolgreiche Nfz-Einzylinderversuche mit OME1 möglich wurden. [2], [6] Für alle Versuche am Vollmotor kommt OME1 mit einem Zusatz von 6 Gew.-% höherpolymeren C2/C3-Polyoxaalkanen zum Einsatz. Das multifunktionelle Additiv erhöht gleichzeitig die Cetanzahl, Viskosität und Schmierfähigkeit des Kraftstoffs. Der additivierte Kraftstoff wird im weiteren Verlauf mit OME1a (additiviert) bezeichnet. Durch die Anpassung der Kraftstoffeigenschaften in Richtung Dieselkraftstoff (DK) wird es möglich, den Vollmotor ohne Anpassung des Brennverfahrens zu betreiben. In Tabelle 2 sind die Eigenschaften der verwendeten Kraftstoffe Diesel EN 590:2010 und OME1a im Vergleich mit reinem OME1 dargestellt. Tabelle 2: Kraftstoffeigenschaften (OME1a und OME1 nach [6]) Größe

Diesel B7

OME1a

OME1, rein

unterer Heizwert in kWh/l

9,7

5,48

5,37

Dichte (15 °C) in kg/m³

835

877

863

Siedepunkt in °C

170-380

42

42

CZ

51,3

48,3

37,6

HFRR in µm

202

297

759

2,63 (40 °C)

0,58 (20 °C)

0,33 (20 °C)

0,8

41,6

42,1

kinematische Viskosität in mm²/s Sauerstoffgehalt in % (m/m)

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Ergebnisse der Vergleichsmessungen Diesel – OME1a Versuchsparameter Die umfangreichen Untersuchungen zeigten, dass ein Betrieb eines konventionellen Diesel-Vollmotors ohne Änderung des Brennverfahrens mit OME1a möglich ist. Der Betrieb von etwa 20 Stunden mit OME1a und weitere nachfolgenden Messungen mit DK verliefen ohne besondere Auffälligkeiten. Der Motor wurde in einigen Kennfeldpunkten untersucht. Exemplarisch wird in der Folge auf einen Punkt eingegangen. Der Vergleich zwischen OME1a und Diesel erfolgt im Betriebspunkt C1_7 des C1-Zyklus der ISO 8178, was bei dem eingesetzten Motor etwa 1300 1/min und 12 bar pme entspricht. Für gleiche Randbedingungen werden die Klappen des Motors für AGR und Hochdrucklader-Bypass in die jeweils gleichen Positionen gebracht. Die AGR-Klappe ist zu 75 % geöffnet, der Bypass vollständig geschlossen. Daraus resultieren relativ hohe AGR-Raten von etwa 39 %. Es wird in dieser Untersuchung nur eine Haupteinspritzung ohne Vor- und Nacheinspritzung verwendet. Der Raildruck beträgt für DK 1800 bar und für OME1a 1840 bar. Die Werte werden dem Kennfeld der ECU entnommen. Tabelle 3: Motorparameter für die Kraftstoff-Variation BOI in °KW p5 in bar AGRx in % pRail in bar

B7 8 2,27 38,5 1798

OME1a 8 2,38 38,9 1842

Es stellt sich bei der Verwendung von OME1a ein höherer Ladedruck gegenüber dem Betrieb mit DK ein. Der Ladedruck p5 (Druck vor Zylinderreihe) liegt hier 110 mbar höher bei einem Absolutwert von 2,27 bar für DK. Der größere Ladedruck resultiert einerseits aus der Molzahlvergrößerung, die bei der Verbrennung von OME1a gegenüber Diesel auftritt und damit den Abgasvolumenstrom vergrößert. Zudem wird dieser durch den geänderten Kraftstoffverbrauch erhöht. Dadurch stellt sich bei gleicher Motoreinstellung auch eine etwas höhere AGR-Rate ein. Der Faktor bei der Kraftstoffverbrauchsmessung zwischen OME1a/DK liegt über dem des Quotienten der unteren Heizwerte der beiden Kraftstoffe (Faktor 1,94 im spezifischen Verbrauch, Faktor 1,8 bei den unteren Heizwerten). Durch den bereits im Kraftstoff enthaltenen Sauerstoff und dem erhöhten Ladedruck erklärt sich dann auch die höhere Luftzahl Lambda von 1,43 gegenüber 1,4 bei DK.

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Abgasemissionen Bei gleicher Motoreinstellung ist durch den erhöhten Sauerstoffanteil im Kraftstoff bei OME1a die CO-Rohemission geringer und der Restsauerstoffgehalt im Abgas höher als bei DK. Die NOx-Rohemission von OME1a ist niedriger als beim Betrieb mit DK, was sich durch die leicht erhöhten Ladedrücke und das dadurch resultierende höhere Lambda erklärt. Dies zeigt sich auch in der Temperaturdifferenz nach Turbolader (niedrigere Verbrennungstemperatur bei OME1a). Unverbranntes OME1a konnte mit Hilfe des darauf applizierten FTIR in der Größenordnung von 1-2 ppm nachgewiesen werden. Es konnte bei der Verbrennung von OME1a mit FTIR weder Methan noch Formaldehyd nachgewiesen werden. Der resultierende Wassergehalt im Abgas ist bei OME1a um etwa 4 Vol.-% größer. Für die weitere Interpretation der Messdaten ist im Folgenden ein Ausschnitt aus dem Zylinderdruckverlauf dargestellt.

Abbildung 4: Brennraum-Druckverlauf für Diesel und OME1a

Das Diagramm zeigt deutlich den höheren Kompressionsdruck, der aus dem höheren Ladedruck resultiert (blaue Linie). Ebenfalls zu erkennen ist der flachere Druckanstieg, sowie die insgesamt „breitere“ Verbrennung. Die Spitzendrücke liegen auf einem ähnlichen Niveau. Im Abgas beim Betrieb mit OME1a ist mit dem Smokemeter keine Schwärzung mehr nachzuweisen, während beim Betrieb mit konventionellem DK eine Schwärzung von 0,4 SZ vorliegt, gemittelt über drei Messpunkte. Die Sti-

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Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

ckoxidemissionen sind bei der Verwendung von OME1a entgegen dem bekannten Trade-off-Verhalten ebenfalls niedriger. Die NOx-Reduzierung beträgt bezogen auf die spezifischen Emissionen mit 1,381 g/kWh (Diesel) zu 1,09 g/kWh (OME1a) ca. 22 %. Tabelle 4: Messgrößen der Kraftstoff-Variation B7 0,155 0,43 10,74 1,381 7,45 9,67 1,4 205,7 304

HC* in g/kWh CO in g/kWh H2O in Vol.-% NOx in g/kWh O2 in Vol.-% CO2 in Vol.-% Lambda be in g/kWh Tnach Turbo in °C

OME1a -** 0,311 14,34 1,09 7,8 10,16 1,43 399,3 287

*basierend auf CH1,85 **keine unverbrannten HC bei C1-Kraftstoffen, die Zusammensetzung ist noch aufzuklären

Partikeluntersuchungen mit OME1a und V2O5/WO3/TiO2-SCRKatalysator Die Partikeluntersuchungen sollen ebenfalls im ausgewählten Betriebspunkt erläutert werden. Hier wird der Hochdrucklader-Bypass ebenso komplett geschlossen, die AGR-Klappenstellung zwischen 75 % und 100 % Öffnung variiert. Die Parameter sind Tabelle 5 zu entnehmen. Auch hier wird ein höherer Ladedruck p5 beim Betrieb mit OME1a ersichtlich. Bei dieser Versuchsreihe wurde ein beschichteter VanadiumSCR-Katalysator auf Cordierit-Träger mit 24,9 dm³ Volumen in den Abgasstrang implementiert. Dieser besitzt neben der SCR-Aktivität die Eigenschaft, Kohlenwasserstoffe und Partikel partiell zu oxidieren. [10] S. 65 Tabelle 5: Motorparameter für AGR- und Kraftstoff-Variation B7 BOI in °KW p5 in bar AGRx in % pRail in bar

274

8 2,24 32,2 1796

OME1a 8 2,21 33,3 1796

8 2,32 32,3 1842

8 2,3 32,9 1842

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Tabelle 6: Messgrößen der AGR- und Kraftstoff-Variation

HC* in g/kWh CO in g/kWh H2O in Vol.-% NOx in g/kWh O2 in Vol.-% Lambda be in g/kWh Tnach Turbo in °C

B7 32,2 % AGRx 0,125 0,439 10,27 1,354 7,27 1,48 205,7 277

B7 33,3 % AGRx 0,122 0,508 10,32 1,125 6,97 1,44 205,3 278

OME1a 32,3 % AGRx -** 0,329 13,96 1,003 7,97 1,50 400,6 261

OME1a 32,9 % AGRx -** 0,303 14,21 0,855 7,65 1,47 400,6 261

*basierend auf CH1,85 **Zusammensetzung unbekannt

Die Resultate der gasförmigen Komponenten der Partikeluntersuchung ähneln den bereits gezeigten Messungen. Unterschiede ergeben sich bei der ergänzenden AGRRaten-Variation mit den beiden Kraftstoffen: Die NOx Rohemission nimmt erwartungsgemäß bei beiden Kraftstoffen mit höherer AGR-Rate ab. Tendenziell liegt auch hier der Wert bei OME1a um etwa 0,3 g/kWh unter dem von DK. Bei der Verbrennung mit DK nimmt mit höherer AGR-Rate die CO-Rohkonzentration zu. Die Verbrennungsgüte nimmt somit ab. Mit OME1a ist dieser Effekt umgekehrt. Erneut ist der gravimetrische Mehrverbrauch im Betrieb mit OME1a erkennbar. Die Abbildung 5 zeigt die Messergebnisse einer gravimetrischen Partikelmassenbestimmung nach ISO 16183. [11] Bei erhöhter AGR-Rate steigt die Partikelmassenkonzentration vor dem Katalysator an. Bei Einsatz von OME1a fällt auf, dass die gesamte Partikelmassenkonzentration vor dem Katalysator im Vergleich zu Diesel sinkt. Bei hoher AGR-Rate erreicht man rein innermotorisch den aktuell in der EU gültigen Stage IV PM-Grenzwert von 0,025 g/kWh für Non-Road Anwendungen nach 97/68/EC [12] S. 64–65. Mit höherer AGR-Rate nimmt beim Einsatz von OME1a die Partikelmassenkonzentration vor Katalysator weiter ab. Dies ist gegenläufig zum vorherrschenden NOx-/PM-Trade-off bei DK. Vor allem der organische, unlösliche (INSOF-)Anteil der Partikel ist um ein vielfaches geringer. Der organisch, lösliche (SOF-)Anteil kann bei OME1a nur durch unverbranntes Motorenöl (auf Kohlenwasserstoffbasis) oder Diesel Hold-Ups im Kraftstoffsystem zustande kommen, da OME1a ohne Bildung von CH2O zu CO2 und Spuren von CO verbrennt. Welche Zusammensetzung der hier messbare, flüchtige Anteil besitzt, muss in weiteren Untersuchungen z. B. mittels einer GC-Analyse definiert werden.

275

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

In allen Variationspunkten ist eine Partikeloxidation über den Vanadium-SCRKatalysator durch Abnahme der Massenkonzentration zu erkennen.

Massenkonzentration in mg/m³

12 10 0,05 g/kWh

8 6

3,51

2,24

2,81

4

0,025 g/kWh 1,74

SOF

6,38

2 0

4,92

4,44

4,19

INSOF 3,03

3,09

0,36 0,45

0,36

0,41 0,22

0,20

Abbildung 5: Einfluss von AGR-Rate und Kraftstoff auf die Partikelmassenkonzentration und deren Zusammensetzung

Die Abnahme mit steigender AGR-Rate wurde auch in [2] festgestellt. Dort wurde mit einem AVL Micro-Soot-Sensor die Partikelmassenkonzentration gemessen. Mit zunehmender AGR-Rate wurde Lambda von 1,8 bis auf 0,98 abgesenkt und eine stetige Verminderung der Konzentration festgestellt (siehe Abbildung 1). Bei der Betrachtung der für die gravimetrische Partikelmessung notwendigen, beladenen und extrahierten Probenfilter im Vergleich, wird bereits rein optisch der geringe unlösliche Anteil im OME1a-Abgas ersichtlich (siehe Abbildung 6).

276

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Abbildung 6: links: Probenfilter Diesel-Abgas; rechts: Probenfilter OME1a-Abgas

relative Konvertierung in %

Nicht nur die Partikelmassenkonzentration vor dem Katalysator ist bei OME1a deutlich niedriger als bei DK. Hinzu kommt die sehr gute Konvertierung der Partikel (hier über einen beschichteten Vanadium-SCR-Katalysator). Insbesondere der organische, lösliche (SOF-)Anteil wird fast zu 90 % konvertiert. Dies führt zu sehr niedrigen Partikelemissionen nach Vanadium-SCR-Katalysator von 3,5 t liegt hier bei 0,01 g/kWh.

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

Diesel AGR 32,3 % Diesel AGR 33,3 % OME1a AGR 32,3 % OME1a AGR 32,9 %

%

%

%

TPM

INSOF

SOF

Abbildung 7: Einfluss der AGR-Rate und des Kraftstoffs auf die relative Konvertierungsrate

277

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

Hinsichtlich der Partikelanzahl, gemessen mittels eines AVL 489 Particle Counters, fällt bei Verwendung von OME1a eine Minderung um etwa eine Größenordnung auf (siehe Tabelle 7). Die relative Abnahme ist geringer als bei den Versuchen am Einzylinderprüfstand. [2] Da in diesem Versuch konventionelles Motorenöl auf Kohlenwasserstoffbasis verwendet wurde, ist durch die Substitution durch aschefreies Öl auf Basis von Polyalkylenglykolalkylether noch mit einer weiteren Senkung der PN- und PM-Emissionen zu rechnen. Das Konvertierungsverhalten über den Vanadium-SCRKatalysator liegt mit OME1a im Schnitt 3 % höher als bei DK. Gegenläufig ist hierbei der Effekt der steigenden Konvertierung der Partikelanzahl mit höherer AGR-Rate bei Diesel. Bei OME1a nimmt die relative Konvertierung von 15,3 % auf 6,8 % ab. Tabelle 7: Partikelanzahlmessung mittels AVL 489 Particle Counter

Diesel 32,2 % AGRx Diesel 33,3 % AGRx OME 32,3 % AGRx OME 32,9 % AGRx

PN ges. vor Kat. in #/kWh 3,61 *1013 3,94*1013 4,31*1012 4,0*1012

PN ges. nach Kat. in #/kWh 3,37*1013 3,54*1013 3,65*1012 3,73*1012

relative Konvertierung PN über den SCR in % 6,6 10,2 15,3 6,8

Diskussion der Ergebnisse Erstmalig konnte am VKM ein nicht modifizierter MTU 1600 Vollmotor mit dem Oxygenatkraftstoff OME1a ohne Auffälligkeiten betrieben und das hohe Potenzial zur innermotorischen PM-/PN-Minderung demonstriert werden. Der rußfreie Betrieb sollte bei Anpassung des Motors hohe AGR-Raten ermöglichen, ohne dass eine AGRKühlerverschmutzung auftreten kann. Der Kraftstoff enthält keine messbaren Fremdstoffe wie z. B. Schwefel. Die Reduktion der Partikelanzahl beim Betrieb mit OME1a um eine Größenordnung erreicht am Vollmotor nicht die niedrigen Werte, die am Einzylinder-Motorenprüfstand gemessen wurden. Dies deutet auf Diesel Hold-Ups im Motor hin. Zudem wurde konventionelles Motorenöl verwendet, das über den 2stufigen Turbolader in die Verbrennung eingetragen wird. Frühere Untersuchungen haben gezeigt, dass bereits 1 Vol.-% Dieselkraftstoff in OME die Partikelanzahlemission drastisch steigert. [3] Zur weiteren Reduktion der Abgasemissionen sind eine Anpassung des Brennverfahrens an den Kraftstoff, der Einsatz eines aschefreien PAG-Motorenöls und eine Vermeidung der Kontamination des Kraftstoffsystems mit Dieselkraftstoff erforderlich. Es kann aufgrund der Einzylinderversuchsergebnisse erwartet werden, dass damit

278

Potential des synthetischen Kraftstoffs OME1 zur Emissionsreduzierung bei …

selbst im instationären Betrieb die strengsten Partikelanzahlgrenzwerte auch ohne Partikelfilter unterschritten werden. Der Ladedruck sollte reduziert werden, um durch Lambda-Erniedrigung (Ȝ125kW/l bei 5500 U/min und >220Nm/l ab 1100 U/min bei extrem schnellem time to torque DWL Vorteile welche ein solch extremes Downsizing erst ermöglichen: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Keine Pumpgrenze wie bei Turboverdichtern Sehr hohe Druckverhältnisse möglich ohne die Bauteile höher zu belasten Sehr schnelles Ansprechvermögen. time to torque Sehr hoher Kompressionswirkungsgrad bei kleiner Motordrehzahl und hohem pme Hohe spezifische Leistung und Drehmoment auch bei kleinen Motoren möglich Kleiner Gegendruck (Positive Druckdifferenz über Motor, kleine Kolbenausschiebearbeit) Ɣ Positive Druckdifferenz über Motor (führt zu kleinerer Klopfneigung, günstigeren Zündwinkeln, pos. Ladungswechselschleife) Ɣ 1ter Katalysator vor Comprex -> Wesentlich verbessertes Light off ( Anspringzeit) relativ zu Turbomotor 2 ter Katalysator erlaubt freies Temperaturmanagement und markant reduzierte Volllast Emissionen Viel Drehmoment erlaubt eine lange Übersetzung des Getriebes, womit neben downsizing auch eine entsprechendes downspeeding möglich ist. Auch grössere, schwere Fahrzeuge mit kleinen Motoren können problemlos betrieben werden. Alle genannten Eigenschaften des DWL tragen dazu bei dass aufladetechnisch im Zusammenspiel mit dem Verbrennungsmotor alle wichtigen Daten in die richtige Richtung laufen und zumindest von Seiten der Thermodynamik, wesentliche Vorteile auszumachen sind. Es können neue Betriebsbereiche erreicht werden in welche ein Turbolader bauartbedingt nicht vordringen kann. Die führt zur Frage was müsste ein Turbolader für Eigenschaften haben, um es dem DWL gleich zu tun? Daher sei folgender Vergleich erlaubt welcher den Unterschied der beiden Maschinen etwas plastischer darstellt.

421

Der Druckwellenlader: Mythos oder Möglichkeit die CO2-Emissionen stark zu reduzieren

6 Der Druckwellenlader (DWL) im Vergleich zum Turbolader Da der Ladedruck beim DWL rein auf der Basis von gasdynamischen Vorgängen erzeugt wird, ist das Prinzip ein völlig anderes als beim Turbolader. Fangen wir beim Turboverdichter an. Dieser müsste potentiell in der Lage sein bei kleinen Durchsätzen Wirkungsgrade von über 90% zu erzeugen. Auch müsste die Pumpgrenze wegfallen, zudem müsste er in der Lage sein einstufig schon bei kleinen Durchsätzen Druckverhältnisse von über 3 zu produzieren. Es sei noch erwähnt, dass beim DWL schon Verdichterwirkungsgrade von über 1 gemessen wurden, da in der Rotorzelle eine weitere Expansion und damit Abkühlung unter Umgebungstemperatur stattfinden kann, bevor die eigentliche Verdichtung beginnt. Erklärung im h-s Diagramm siehe Anhang. Hohe Verdichtungswirkungsgrade bei langsamer Fahrt erlauben auch kleinere Ladeluftkühler. Der Turboverdichter müsste daher potentiell auch Wirkungsgrade von >1 produzieren können und die Masse des Verdichters müsste gegen Null gehen damit die Massenträgheit beim Beschleunigen desselben möglichst klein ist. Weiter entlang des Schaftes müssen die Lager absolut keine Reibung aufweisen und 100% mechanischen Wirkungsgrad haben. Auch der Schaft darf der Vollständigkeit halber keine Masse haben. Die Radialturbine darf auch keine Masse besitzen, um ebenfalls ein möglichst kleines Massenträgheitsmoment zu haben. Zudem müsste die Turbine viel grössere schalldämpfende Eigenschaften haben, welche es erlauben den Motor ohne Auspuffschalldämpfer zu betreiben. Weiter muss es der Turbolader erlauben, dass der 3-Wege Kat vor dem Turbineneintritt sitzt und sich dessen thermische Trägheit und Druckverluste dürften sich nicht auf das Ansprechverhalten des Turboladers auswirken. Der Turbolader müsste ohne Ölanschluss für die Lagerung auskommen. Die Turbine müsste so hohe Wirkungsgrade haben, dass bis fast zur Volllast ein positives Spülgefälle gefahren werden kann. Die Turbolader Drehzahlreserve müsste sehr viel grösser (quasi unendlich) sein, da der DWL Höhenunterschiede in jedem Fall perfekt ausgleicht ohne dass seine Drehzahl ansteigen muss. Der Turboladerverdichter müsste zudem so viel Luft fördern dass man potentiell noch 20% Überschuss an Luftmenge hat welchen man nach Turbine einspeisen kann, um einen weiteren Oxydations-Katalysator für „Saubere Volllast“ zu betreiben, falls es nicht möglich ist ohne Anfetten des Motors auszukommen.

422

Der Druckwellenlader: Mythos oder Möglichkeit die CO2-Emissionen stark zu reduzieren

Der Turbolader als solches müsste in der Lage sein die Motorleistung über den Ladedruck zu regeln. Dies sind alles Eigenschaften welche ein Turbolader bauartbedingt niemals erreichen kann auch, wenn der Aufwand noch so gross ist. Auch nicht mit e-Boost, da dieses ja nur beim Ansprechverhalten greift und für sich auch einen beträchtlichen Aufwand braucht (Booster, grosse Rückschlagklappe, Luft-Leitungen, 48V Bordnetz, Ansteuerung…)

7 Die Vor und Nachteile des Konzeptes im Überblick Vorteile: Ɣ Sehr schneller transienter Ladedruckaufbau Ɣ Hoher Ladedruck schon bei niedrigen Motordrehzahlen Ɣ Sein Antrieb dient nur zur Synchronisation des Laders zur Motordrehzahl (Powerless drive) Ɣ Lebenslang geschmierte Lager Ɣ Keine Drehzahlreserve nötig, der DWL gleicht jede Betriebshöhe perfekt aus. Ɣ Der Lader absorbiert die Motorgeräusche bereits. Daher wird nur eine sehr einfache Auspuffanlage ohne Dämpfer benötigt Ɣ Keine Pumpgrenze wie beim Turboverdichter vorhanden Ɣ Sehr hohe Verdichtungswirkungsgrade bis (>1 ! nach Definition), bei kleiner Motordrehzahl möglich Ɣ Bauartbedingt kleiner Gegendruck der AGA, ermöglicht Senkung vom Kraftstoffverbrauch und ermöglicht ein positives Spülgefälle über Motor bis nahe zur Volllast. Ɣ Der Katalysator kann zwischen Motor und Lader angeordnet werden, gleichbedeutend mit sehr schnellem anspringen desselben. Es ist auch eine Variante für „Saubere Volllast“ möglich. Ɣ Sehr hohe AGR Raten sind einfach darzustellen. Ɣ Sehr gut für extremes Downsizing geeignet Nachteile: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Benötigter kleiner Gegendruck verlangt grosse Auspuffquerschnitte (Packaging) Kaltstartverhalten des Laders , bei Benzinmotoren Matching schwieriger Nachbrennen im Auspufftrakt möglich, bei Benzinmotoren

423

Der Druckwellenlader: Mythos oder Möglichkeit die CO2-Emissionen stark zu reduzieren

8 Zusammenfassung Mit all den genannten Vorteilen kann der Comprex™ DWL eine echte Möglichkeit sein die Emissionen und den Kraftstoffverbrauch im Zuge der CO2 Gesetzgebung weiter signifikant abzusenken, bei gesteigertem Fahrspass wohlgemerkt. Der Lader kann speziell bei kleinen Motoren mit Vorteil eingesetzt werden wo es für den Turbolader immer schwieriger wird genügend hohe Wirkungsgrade zu erzeugen und den Spagat zwischen gutem dynamischen Ansprechverhalten und hoher Nennleistung zu vollbringen. Betreffend der Kosten für einen DWL muss mit Vorteil das gesamte Paket inkl. Auspuffanlage und Abgasreinigung angeschaut werden. Im Zuge der Gesetzgebung gilt es für alle Aufladesysteme einen wesentlich höheren Aufwand, wie z.B. eboost, zu betreiben. Von daher erscheint es dem Autor interessant sich auch mit den DWL auseinander zu setzen.

Literaturhinweise [1] Real, R.: The 3000 kW Gas Turbine Locomotive Unit. In: Brown Boveri Review 33 (1947), Nr. 10, S. 270-271. [2] Guzzella, L.; Wenger, U.; Martin, R.: IC-Engine Downsizing and Pressure Wave Supercharging for Fuel Economy. SAE 2000-01-1019. [3] Spring, P.: Modeling and Control of Pressure-Wave Supercharged Engines Systems. Zürich, ETH, Dissertation No. 16490, 2006. [4] Spring, P.; Onder, C.; Guzzella, L.; submitted for publication. EGR Control of Pressure-Wave Supercharged IC Engines. IFAC Journal of Control Engineering Practice. [5] Spring, P.; Onder, C.; Guzzella, L.; submitted for publication. Fuel-optimized Control of a Pressure-Wave Supercharger: A Model-based Feedforward Approach. Special Issue on Automotive Controls by the IEEE Transactions on Control Systems Technology. [6] Golloch, R.: Downsizing bei Verbrennungsmotoren. Berlin/Heidelberg: Springer, 2005. [7] Hagelstein, D.; Theobold, J.; Michels, K.; Pott, E.: Vergleich verschiedener Aufladeverfahren für direkteinspritzende Ottomotoren. 10. Aufladetechnische Konferenz Dresden 2005. [8] Flückiger,L . Hochaufladung mit Druckwellenlader für Ottomotoren, MTZ 12/2006.

424

Der Druckwellenlader: Mythos oder Möglichkeit die CO2-Emissionen stark zu reduzieren

Anhang

Bild 3: h-s Diagramm betreffend Wirkungsgraden grösser 1

425

VERBRENNUNG DIESELMOTOR

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_9

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung Christian Bessai IAV

429

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

1 Einleitung Die Beimischung von Abgas zur Frischluft über die Abgasrückführung (AGR) dient beim Dieselmotor zur Reduzierung der Stickoxidemissionen (NOx). Zunächst ausgehend von einer reinen Steuerung der AGR, gefolgt von der Regelung des Luftmassenstroms ist heute die Regelung der AGR-Rate Stand der Technik. Dennoch weist die Regelung der AGR-Rate nur einen mittelbaren Zusammenhang mit der NOxEntstehung auf: Bei gleicher AGR-Rate kann die Qualität des zurückgeführten Abgases erheblich variieren. 1600 1400

NO x [ppm]

1200 1000 800 600 400 200 0 2

4

6

Lambda

8

10

14

16

18

20

O2 intake manifold [vol-%] Abbildung 1: Einfluss des Luftpfads eines Dieselmotors auf die Stickoxid-Rohemissionen (Diagramm erstellt aus einer Kennfeldvermessung)

Einen direkteren Zusammenhang zu den NOx-Rohemissionen liefert die Kenntnis der Sauerstoffkonzentration (O2) im Einlasskrümmer. Abbildung 1 zeigt, wie mit dieser Regelgröße direkt Einfluss auf die NOx-Rohemissionen genommen werden kann. Die Zahlenwerte in Abbildung 1 sind motorindividuell und hängen vom Brennverfahren ab, der qualitative Verlauf ist jedoch für jeden Dieselmotor gleich. Die Fläche in Abbildung 1 ist durch drei prägnante, bedatungsabhängige Bereiche gekennzeichnet, in denen sich die unterschiedlichen Motorbetriebspunkte wie folgt verteilen:

430

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

1. Niedriges Lambda, niedrige O2-Konzentration: Bei niedriger Drehzahl, geringer Last 2. Niedriges Lambda, hohe O2-Konzentration: Bei hoher Drehzahl, Vollast 3. Hohes Lambda, hohe O2-Konzentration: Bei hoher Drehzahl, geringer Last. Während es stationär keinen Unterschied macht, ob als Regelgröße AGR-Rate oder O2-Konzentration im Einlasskrümmer verwendet wird, verspricht jedoch gerade im dynamischen Motorbetrieb die Regelung der O2-Konzentration Vorteile hinsichtlich der NOx-Rohemissionen [1]. Die Regelung des Abgaslambdas über die AGR ist ebenfalls möglich. Der Nachteil ist hier jedoch die eingeschränkte Regelbarkeit aufgrund der langen Totzeit. In diesem Beitrag werden die Effekte der Einlass-O2-Regelung im transienten Motorbetrieb untersucht. Anstelle eines realen Sensors wird zur Regelung ein validiertes Einlass-O2-Modell genutzt.

2 Virtueller Sauerstoffsensor im Einlasskrümmer eines Dieselmotors Tier-1-Lieferanten der Automobilindustrie arbeiten derzeit intensiv an O2-Sensoren für die Frischluftseite von Verbrennungsmotoren für die Serienanwendung. Wegen den zusätzlichen Kosten für die Serienproduktion und der Gefahr der Kondensatbildung wurde bei IAV ein Modell für die Sauerstoffkonzentration im Einlasskrümmer entwickelt, das als virtueller O2-Sensor in das modulare Prototypensteuergerät MPEC® implementiert wurde [2]. Abbildung 2 veranschaulicht schematisch das Funktionsprinzip des virtuellen Sensors. Eine detailliertere Beschreibung, die Validierung am Pkw- und Nfz-Dieselmotor und eine Sensitivitätsanalyse können [1] und [3] entnommen werden. Dead time LP-EGR

O2,LP-EGR

Dead time HP-EGR

O2,HP-EGR

 air or / and O m Fuel mass

Sensor Configuration

O2,exh

 air,mdl m EGR Mass Flow

Current EGR split from LP-EGR model Boost prs. Temperature Eng. speed

Engine Mass Flow

LP: Low pressure HP: High pressure

Mass  LP-EGR Balance m

Intake manifold O2 concentration

 HP-EGR m

 eng m

Abbildung 2: Funktionsprinzip des virtuellen O2-Sensors im Einlasskrümmer

431

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

Der virtuelle O2-Sensor im Einlasskrümmer ist in insgesamt 9 unterschiedliche Varianten konfigurierbar. Er ist somit auf alle aktuellen Motorkonzepte anpassbar. Tabelle 1 veranschaulicht die Varianten und deren Unterschiede. Detailliertere Angaben zur Anwendung sind in [1] und [3] zu finden. Tabelle 1: Varianten des virtuellen O2-Sensors im Einlasskrümmer (ND: Niederdruck, HD: Hochdruck) Sensor Konf.

Messwert

Pro

A

Lambda

Genaue Abgas-O2 Messung

B

Luftmassenstrom

Hohe Dynamik

C

Lambda + Luftmassenstrom

Hohe Dynamik und stationäre Genauigkeit

Kontra Ungenauigkeit AGRModell im Schub Ungenauigkeit AbgasO2-Modell

AGR Konfiguration HD+N HD ND D 1

4

7

2

5

8

3

6

9

3 O2-Regelung 3.1 Regelungskonzept Die Regelung der O2-Konzentration im Einlasskrümmer durch ein Modell oder ggf. durch einen realen Sensor wird mit dem Ziel verfolgt, die transienten NOx-Rohemissionen zu senken. Ein optimales Ergebnis wird hier mit einer zweischleifigen Kaskadenregelung erreicht, wobei die äußere Schleife die O2-Konzentration regelt. Abbildung 3 zeigt das dazugehörige, von IAV patentierte Regelungskonzept. Als Regelgröße kommt dabei der virtuelle O2-Sensor oder der Messwert eines realen Sensors zum Einsatz. Die innere Schleife der Kaskadenregelung regelt die gesamte AGR-Rate. Hierbei gibt die äußere Schleife den Sollwert der gesamten AGR-Rate vor. Der O2-Regler der äußeren Schleife wird von einer dynamischen Vorsteuerung unterstützt, die als invertiertes O2-Modell ausgeführt ist. Zusätzliche Eingangssignale, wie z.B. die Kraftstoffmasse, sind hier nicht dargestellt. Ungenauigkeiten in der O2-Vorsteuerung werden vom O2-Regler kompensiert.

432

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

Die gesamte AGR-Rate wird kennfeldabhängig im Block EGR Split auf die einzelnen AGR-Pfade aufgeteilt. Optimierungskriterium ist hierbei der maximal erreichbare Verdichterwirkungsgrad. Danach werden durch inverse AGR-Modelle die dazugehörigen Aktuatorpositionen ermittelt. Die inversen AGR-Modelle stellen aus regelungstechnischer Sicht ebenfalls dynamische Vorsteuerungen dar. Ungenauigkeiten in diesen Vorsteuerungen gleicht ein AGR-Raten-Regler aus, der je nach gewünschter Stellgröße im Block Controller Selection ausgewählt werden kann. Alle hier erwähnten dynamischen Vorsteuerungen passen sich selbständig an wechselnde Betriebsbedingungen an und tragen somit zur Entkoppelung der Abgasrückführung vom Ladedruck bei. Inverse O2,IM Model O2,IM setpoint

-

PID

Total EGR rate setpoint

Inverse HP EGR Model EGR Split

Inverse LP EGR Model Inverse internal EGR (VVT) Model

O2,IM actual value (measured or modelled)

-

IM: Intake manifold

Total EGR rate actual value

PID

HP EGR actuator pos.

PID

LP EGR actuator pos.

PID

Internal EGR actuator pos. (VVT)

Controller Selection

Abbildung 3: Regelungskonzept für eine O2-basierte AGR-Regelung (IAV Patent)

Die Voraussetzung für eine gut funktionierende Kaskadenregelung ist, dass der innere Regelkreis schnell gegenüber dem Äußeren ist. Dies ist hier der Fall, da der innere Regelkreis der AGR-Rate über den HD- und ND-Pfad auf dem Verhältnis von Massenströmen basiert, die sich sehr schnell einstellen. Der schnellste AGR-Pfad ist der Weg über Ventiltriebsvariabilitäten. Einlass- oder Auslassdoppelhübe können AGRRaten zyklussynchron einstellen. Die Änderung der O2-Konzentration im Einlasskrümmer folgt dagegen zeitlich verzögert. Wie schon der virtuelle O2-Sensor wird auch das O2-basierte AGR-Regelungskonzept in das modulare Prototypensteuergerät MPEC® implementiert. Damit sind die Grundlagen geschaffen, um die Effekte dieses Regelungskonzepts zu untersuchen.

3.2 Motorprüfstand Der Nachweis der Funktionsfähigkeit der Einlass-O2-Regelung findet am Motorprüfstand statt. Der virtuelle O2-Sensor und das Regelungskonzept sind nun Bestandteil von MPEC® und werden mit einem Standard-Parametrierungswerkzeug bedatet.

433

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

Abbildung 4 zeigt den Versuchsmotor. Es handelt es sich dabei um einen Euro 4 Dieselmotor mit ca. 2 l Hubraum, einstufiger Aufladung und Hochdruck-AGR. Luftmassenstrom- und Lambdasensor sind in der Serienkonfiguration verfügbar. Gemäß Tabelle 1 wird der virtuelle O2-Sensor entsprechend Variante 3 eingestellt. Das Regelungskonzept wird so parametriert, dass das Hochdruck-AGR-Ventil als einzige Stellgröße in der inneren Schleife der Kaskadenregelung wirkt und der dazugehörige AGR-Raten-Regler aktiviert wird. Zudem wird als Regelgröße für die äußere Schleife der virtuelle O2-Sensor verwendet. Zur Validierung des dynamischen Verhaltens und der stationären Genauigkeit des virtuellen O2-Sensors wird am Motorprüfstand zusätzlich eine externe Messtechnik zur Messung der Sauerstoffkonzentration im Einlasskrümmer verwendet (ECM EGR 5230).

O

MAF

VGT MAF: Air-Mass flow IM: Intake manifold EM: Exhaust manifold VGT: Variable geometry turbine pIM, TIM

pEM O2,IM

Abbildung 4: Versuchsmotor

Die Parametrierung des virtuellen O2-Sensors und der inversen Modelle der dynamischen Vorsteuerung erfolgt anhand einer detaillierten Kennfeldvermessung. Die Kennfeldvermessung wird zunächst mit der konventionellen AGR-Regelung (Regelung des Luftmassenstroms) durchgeführt. Zur Ermittlung der Totzeit der Hochdruck-AGR (Gaslaufzeit) werden bei unterschiedlichen Motordrehzahlen sowohl Sollwertsprünge der AGR-Ventilposition, als auch Lastsprünge durchgeführt. Bei jedem Sprung wird die Zeitdauer bis zur Reaktion der Abgaslambdasonde bestimmt. Die Differenz der Zeitdauern ist die Totzeit der Hoch-

434

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

druck-AGR. Die Ergebnisse sind in Abbildung 5 dargestellt. Erwartungsgemäß nimmt die Totzeit bei steigender Motordrehzahl ab.

0,35

EGR valve --> Intake manifold

Dead time [s]

0,30 0,25 0,20 0,15 0,10 0,05 0,00 500

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000

Engine speed [1/min] Abbildung 5: Totzeit der Hochdruck-AGR

Nach Parametrierung des virtuellen O2-Sensors und der inversen Modelle der dynamischen Vorsteuerung kann die Kaskadenregelung für die O2-Konzentration im Einlasskrümmer in Betrieb genommen werden. Anstelle von einem AGR-Raten- oder Luftmassensollwert wird hier eine Sollwertstruktur für die O2-Konzentration im Einlasskrümmer verwendet. Das dazugehörige Basiskennfeld ist wie allgemein üblich über Drehzahl und Motorlast aufgespannt (siehe Abbildung 7). Abbildung 6 zeigt das Regelverhalten und den Vergleich zwischen modellierter Sauerstoffkonzentration im Einlasskrümmer und dem Messwert. Unabhängig vom Regelverhalten ist zunächst zu beobachten, dass der virtuelle O2Sensor auch bei diesem Motor sowohl stationär, als auch dynamisch eine hohe Genauigkeit zum Messwert aufweist. Auf der linken Seite von Abbildung 6 ist ein Lastabwurf bei konstanter Drehzahl dargestellt. Mit der verringerten Motorlast wird ein Betriebspunkt angefahren, der einen erhöhten AGR-Bedarf stellt. Dies wird an dem verringerten O2-Sollwert von 17,2 % ersichtlich. Als Reaktion auf den verringerten O2-Sollwert erhöhen O2-Regler und dynamische Vorsteuerung der äußeren Schleife der Kaskadenregelung den AGR-Raten-

435

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

Sollwert. AGR-Raten-Regler und dynamische Vorsteuerung der inneren Schleife steuern das Hochdruck-AGR-Ventil an und regeln die gewünschte AGR-Rate ein. Regelabweichungen in der O2-Konzentration werden vom O2-Regler durch Anpassung des AGR-Raten-Sollwerts kompensiert. Schließlich wird die O2-Konzentration schnell und stabil eingeregelt. Die rechte Seite von Abbildung 6 zeigt Last- und Drehzahlvariationen. Auch hier folgt die O2-Konzentration im Einlasskrümmer schnell und stabil ihrem Sollwert. n [min-1] 54

55

56

57

58

59

60

61

62

63

54

55

56

57

58

59

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61

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63

20 10

1200 1100

EGR valve [%]

55

56

57

58

59

60

61

62

63

80 60 54

55

56

20 18 16 53 50 40 30 20 10 53 70 60 50 40 30 53

89

90

91

92

93

94

95

96

97

5 87

88

89

90

91

92

93

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95

96

97

1500 1400 1300 1200 1100 87

88

89

90

91

92

93

94

95

96

97

54

55

56

57 58 59 60 61 Measurement Virtual sensor (controlled) Setpoint

62

88

89

90Measurement 91 92 93

94

95

96

97

57

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58

59

60

61

55

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59

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61

62

63

58

59

60

61

62

63

t [s]

150 100

63

Actual value Setpoint 54

200

O2,IM [vol-%]

40 53

88

Air [kg/h]

54

1500 87 25 20 15 10

EGR [%]

EGR [%]

O2,IM [vol-%]

53 100

2000

EGR valve [%]

53

1300

Air [kg/h]

Boost [mbar]

53 30

2500

Fuel [mg/stk.]

1200

Boost [mbar]

1300

Fuel [mg/stk.]

n [min-1]

1400

87 22

Virtual sensor (controlled) Setpoint

20 18 87

88

89

88

89

88

89

90

91

92

93

94

95

96

97

92

93

94

95

96

97

92

93

94

95

96

97

40 20 0 87 80 60 40 20 0 87

Actual value Setpoint 90

91

90

91

t [s]

Abbildung 6: Einlass-O2-Regelung bei Lastsprung mit konstanter Drehzahl (links) und Last-, Drehzahlvariationen (rechts)

436

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

4 Emissionspotentialanalyse Die Auswirkungen der O2-Regelung hinsichtlich der Rohemissionen werden in diesem Kapitel beschrieben. Dazu wird die Einlass-O2-Regelung mit einer konventionellen Luftmassenstromregelung verglichen. Als Testzyklus dient hierfür der NEFZ, gefahren am Motorprüfstand. Um die Ergebnisse vergleichbar zu machen, müssen bei beiden Messungen folgende Voraussetzungen gelten: 1. Die Verbrennungsapplikation muss gleich sein. 2. Die Ladedruckregelung und -sollwerte müssen gleich sein. 3. Die stationären AGR-Raten und Luftmassenströme müssen gleich sein. Die dritte Voraussetzung wird durch das O2-Sollwert-Basiskennfeld in Abbildung 7 erfüllt. Stationär resultieren aus diesen Sauerstoffkonzentrationen die gleichen Luftmassenströme wie bei der konventionellen AGR-Regelung. Das Diagramm verdeutlicht, dass bei geringen Motorlasten bis zu einer Drehzahl von a 2000 min-1 der O2Sollwert am geringsten ist (bis zu 16,2 %, z-Achse invertiert). Dies ist der Bereich mit dem höchsten AGR-Bedarf. Mit diesen drei Maßnahmen wird sichergestellt, dass die Unterschiede in den Rohemissionen ausschließlich auf die O2-Regelung in transienten Betriebszuständen zurückgeführt werden können.

437

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

O2,IM,SP [%]

16 17 18 19 20 21 1000

60 40

2000 20

3000

Engine speed [1/min]

4000

0

Fuel demand [mg/stk.]

Abbildung 7: O2-Sollwert Basiskennfeld (z-Achse invertiert)

Abbildung 8 (links) zeigt die Ergebnisse des Vergleichs. Die akkumulierte Masse der Stickoxid-Rohemissionen ist bei Einlass-O2-Regelung (O2 ctrl.) um 27 % reduziert gegenüber der konventionellen Luftmassenstromregelung (MAF ctrl.). Die RußRohemissionen erhöhen sich dabei um 9 %. Wegen den gleichen stationären AGRRaten und Luftmassenströmen liegen in stationären Phasen die normierten NOx- und Rußmassenströme jeweils übereinander. Unterschiede ergeben sich ausschließlich in den transienten Phasen. Die rechte Seite von Abbildung 8 zeigt das Intervall 790 s d t d 850 s. Hier wird deutlich, dass der NOx-Massenstrom in den transienten Phasen durch die Einlass-O2-Regelung reduziert wird, indes der Rußmassenstrom eine Erhöhung erfährt. Die Gründe hierfür werden im Folgenden erläutert.

438

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

0

Norm. NOx mass flow

v [km/h]

50

0

200

400

600

800

1000

1

MAF ctrl. O2 ctrl.

0.5

0

0

200

400

600

800

1000

Norm. NOx mass flow

v [km/h]

80 100

0

200

NOx [%] 600

800

1000

1

O2 ctrl. MAF ctrl.

0.5

0

0

200

400

600

800

1000

O2 ctrl. MAF ctrl.

50

0

20 0 790

800

0.4

0

200

400

600

t [s]

800

1000

810

820

830

840

850

820

830

840

850

820

830

840

850

MAF ctrl. O2 ctrl.

0.3 0.2 0.1 0 790

800

810

MAF ctrl. O2 ctrl.

50 40 30 790

800

810

1

O2 ctrl. MAF ctrl.

0.5

0 790

800

90

100

Soot [%]

400

Norm. soot mass flow

Norm. soot mass flow

MAF ctrl. O2 ctrl.

50

0

40

60

Soot [%]

NOx [%]

100

60

810

820

830

840

850

820

830

840

850

O2 ctrl.

85

MAF ctrl.

80 75 70 790

800

810

t [s]

Abbildung 8: Vergleich der Rohemissionen im NEFZ (links), Ausschnitt aus NEFZ (rechts)

In Abbildung 9 (links) sind die Verläufe von Luftmassenstrom und Ladedruck dargestellt. Sie liegen in stationären Phasen jeweils übereinander. Auch hier finden sich die Unterschiede ausschließlich in den transienten Phasen. Dies wird besonders deutlich bei t 820 s (Abbildung 9, rechts). Der bei Einlass-O2-Regelung geringere transiente Luftmassenstrom sorgt für einen verzögerten Ladedruckaufbau, d.h. die transienten AGR-Raten sind bei Einlass-O2-Regelung höher. Die höheren transienten AGR-Raten reduzieren die NOx-Konzentration, der verzögerte Ladedruckaufbau erhöht die Rußkonzentration. Darüber hinaus verschieben die höheren transienten AGR-Raten den Verbrennungsschwerpunkt nach spät und verringern den indizierten Wirkungsgrad. Der Kraftstoffverbrauch dieses Motors erhöht sich dadurch im NEFZ um ca. 1 %. Die NOx-Reduktion von 27 % an diesem Euro 4 Dieselmotor deckt fast den Schritt von Euro 4 zu Euro 5 ab ( 28 % NOx). Die Einlass-O2-Regelung ist somit ein Baustein für zukünftige „Low-NOx“ Konzepte. Mit Ladedruck und Einlass-O2 ist der dynamische und stationäre Zustand des Luftpfads vollständig und eindeutig beschrieben.

439

50

0

200

Air [kg/h]

400

600

800

1000

O2 ctrl.

300

MAF ctrl.

200 100 0

200

400

600

800

1000

60 40 20 0 790

800

810

200

O2 ctrl.

150

MAF ctrl.

820

830

840

850

820

830

840

850

820

830

840

850

100

MAF ctrl.

1500

0

200

400

790

800

810

2000

O2 ctrl.

2000

1000

80

50 0

2500

Boost [mbar]

400

Air [kg/h]

0

Vehicle speed [km/h]

100

Boost [mbar]

Vehicle speed [km/h]

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

600

800

1000

O2 ctrl. 1500

1000 790

MAF ctrl.

800

t [s]

810

t [s]

Abbildung 9: Vergleich von Luftmassenstrom und Ladedruck im NEFZ (links), Ausschnitt aus NEFZ (rechts)

5 Zusammenfassung und Ausblick In diesem Beitrag wurde gezeigt, dass beim Dieselmotor die Sauerstoffkonzentration im Einlasskrümmer die bestmögliche Regelgröße für die Abgasrückführung ist. Es ist zu erwarten, dass in Zukunft immer mehr Tier-1-Lieferanten einen solchen Sensor im Portfolio haben werden. Dies ist insbesondere auch für Nfz-Anwendungen interessant, wo ein realer O2-Sensor die Nfz-spezifischen Probleme der AGR-Erfassung eliminiert. Alternativ dazu bietet sich die Verwendung des virtuellen O2-Sensors an. Die derzeit neun Varianten machen den virtuellen O2-Sensor an alle aktuellen Motorkonzepte anpassbar. Das von IAV patentierte Regelungskonzept für eine O2-basierte AGR-Regelung ermöglicht das schnelle und genaue Einregeln der Sauerstoffkonzentration. Damit können im NEFZ die transienten Stickoxid-Rohemissionen um bis zu 27 % reduziert werden, wobei die Ruß-Rohemissionen sich um 9 % erhöhen. Die Einlass-O2Regelung ist ein Baustein zur Erfüllung zukünftiger Emissionsvorschriften. Der variable Ventiltrieb (VVT) zum Abgastemperaturmanagement wird in Zukunft immer mehr an Bedeutung gewinnen. Zur Erhöhung der Abgastemperatur sind dabei unterschiedliche Strategien möglich, die sich zum einen in ihrer Wirksamkeit unterscheiden, zum anderen in der Komplexität der konstruktiven Umsetzung [4]. Bei IAV wird aktuell intensiv daran gearbeitet, den Einfluss der Ventiltriebsvariabilitäten auf

440

Transiente NOx-Reduktion durch Einlass-O2-Regelung

das Motorschluckverhalten und den variablen Restgasanteil zu modellieren. Mit diesen Erweiterungen ist es möglich, den virtuellen O2-Sensor in den Brennraum zu verlegen. Zudem kann VVT dazu beitragen, die O2-basierte AGR-Regelung erheblich zu beschleunigen (z.B. durch Ventil-Doppelhübe).

6 Literaturverzeichnis [1] Bessai, C., E. Stölting & R. Gratzke, 2011, Virtueller Sauerstoffsensor im Einlasskrümmer eines Dieselmotors, Motortechnische Zeitschrift MTZ, 11, 874880 [2] Rempel, A., C. Bessai, E. Stölting & R. Gratzke, 2011, Flexible Development Environment for Future Challenges in Engine Control, 11th Stuttgart International Symposium “Automotive and Engine Technology“, Stuttgart, Germany [3] Bessai, C., R. Gratzke, 2012, A New Control Variable for EGR – The Virtual Oxygen Sensor in the Intake Manifold, SIA DIESEL POWERTRAIN, Rouen, France [4] Brauer, M., M. Diezemann, R. Pohlke, J. Rohr, C. Severin, A. Werler, 2012, Variabler Ventiltrieb – aktives Abgastemperaturmanagement am Dieselmotor, 5. MTZ-Fachtagung „Ladungswechsel im Verbrennungsmotor“, Stuttgart, Deutschland

441

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV Dipl.-Ing. K. Hadl, Univ.-Prof. Dr. H. Eichlseder, Dr. E. Schutting, Technische Universität Graz Dr. A. Beichtbuchner, Dipl.-Ing. L. Bürgler, AVL List GmbH, Graz

443

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

Kurzfassung Die kommende LEVIII Gesetzgebung in Nordamerika erfordert die Erfüllung niedrigster Emissionsgrenzwerte für Stickoxide und Kohlenwasserstoffe. Beginnend mit MY15 wird der Grenzwert für NOx+NMOG bis 2025 schrittweise auf 30mg/mi abgesenkt was insbesondere beim Dieselmotor zu großen Herausforderungen hinsichtlich Emissionsreduzierung führt. Gleichzeitig erzwingen die CAFE-Vorschriften (Corporate Average Fuel Economy) eine signifikante Absenkung des Kraftstoffflottenverbrauches. Entsprechend dem prinzipbedingten Wirkungsgradvorteil von Dieselmotoren gegenüber Ottomotoren erscheint dabei ihr vermehrter Einsatz als eine attraktive Möglichkeit um den Kraftstoffverbrauch wirksam reduzieren können. Nicht zuletzt deswegen, da sich der Marktanteil von PKW-Dieselmotoren in den USA heute noch auf den einstelligen Prozentbereich begrenzt. In diesem Beitrag werden verschiedene Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte miteinander verglichen und ihr Potential hinsichtlich Emissionsreduzierung und Kraftstoffeffizienz erörtert. Die Ergebnisse am Motorprüfstand zeigen, dass mit der Kombination aus NSK (NOx-Speicherkatalysator) und SCR (Selektive Katalytische Reduktion) niedrigste Emissionen bei höchster Kraftstoffeffizienz darstellbar sind. Der Vorteil gegenüber anderen Systemen liegt insbesondere in der motornahen Stickoxidabgasnachbehandlung. Bei Systemen mit Niederdruck-AGR kommt es durch die NOx-Rückführung zu einer Beeinflussung der motorisch generierten NOx-Emissionen. Ein Vergleich des Adblueverbrauchs zwischen unterschiedlichen Systemen zeigt zudem, dass theoretisch kein Mehrverbrauch bei Konzepten mit Niederdruck-AGR zu erwarten ist. Beim DOC/SDPF/SCR-System mit motornaher Adblue-Dosierung und Niederdruck-AGR gelangt, bei auftretendem NH3-Schlupf nach SDPF, ein Teil der NH3 wiederum in den Motor, wo der Ammoniak an einer Vielzahl an Reaktionen teilnimmt. Letzteres hat nicht nur Auswirkungen auf die Emissionen sondern auch auf den Adblueverbrauch. Ferner zeigt sich beim NSK/SCR-System, dass durch den eingesetzten elektrisch beheizten Katalysator nicht nur eine hohe Alterungsstabilität besteht, wodurch die SULEV30-Grenzwerte hinsichtlich NOx und NMOG auch mit gealterten Bauteilen erreicht, sondern auch die N2O-Emissionen massiv verringert werden können.

444

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

Abstract The upcoming LEVIII-legislation in North America requires the fulfilment of lowest emission limits concerning nitrogen oxides and hydrocarbons. Starting with MY15, the limit for NOx+NMOG will be reduced gradually to a level of 30mg/mi in 2025, which is a challenge especially for Diesel engines in matters of emission reduction. Additionally, the CAFE regulations (Corporate Average Fuel Economy) force a significant lowering of the fleet consumption. On account of the efficiency advantages of compression ignition engines, the substitution of spark ignition engines seems to be an attractive possibility to reduce fuel consumption. This can be realised especially in the USA, where the amount of light-duty Diesel engines is below 10 per cent. Here, different exhaust aftertreatment systems for Diesel engines are compared and their potential concerning emission reduction and fuel penalty is discussed. The results of the investigations on the engine test bed show, that a combination of NSC (NOx Storage Catalyst) and SCR (Selective Catalytic Reduction) allows lowest emissions and highest fuel efficiency. The main advantage of such a system can be found in the close-coupled NOx-aftertreatment. In systems including low-pressure EGR, NOx recirculation leads to an influence of NOx raw emissions. Further, a comparison of different concepts shows that the Adblue consumption is not negatively influenced by the implementation of low-pressure EGR. In DOC/SDPF/SCR-systems with engine-close Adblue-dosing, an occurring NH3-slip after the SDPF is partly recycled to the engine via the LP-EGR path. This ammonia takes part in several reactions in the combustion chamber and has an influence on emissions and Adblue consumption. Furthermore, the NSC/SCR-system in combination with an electrical heated catalyst shows not only good aging stability and hence the fulfilment of SULEV30 regarding NOx and NMOG with aged components, but also a massive reduction of N2O emissions.

445

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

1 Einleitung Zukünftige Abgasgesetzgebungen zielen weltweit neben der Reduktion lokaler Schadstoffemissionen auch auf eine signifikante Verringerung der CO2-Emissionen ab. Einerseits soll dadurch die Luftqualität, insbesondere in Städten, verbessert werden, andererseits soll der Ausstoß klimaschädlicher Treibhausgase reduziert werden. In den USA werden die ohnehin schon sehr strengen gesetzlichen Anforderungen durch die von der NHTSA (National Highway Traffic Safety Administation) eingeführte CO2-Flotteneffizienz (CAFE, Corporate Average Fuel Economy) nochmals verschärft [1]. Zudem führt die schrittweise Einführung der LEVIII-Legislative durch die CARB (California Air Resources Board) bis 2025 zu weiteren enormen Herausforderungen hinsichtlich der Einhaltung der Schadstoffemissionsgrenzwerte [2].

NOx + NMOG / mg/mi

Die NOx+NMOG-Emissionslimits müssen überdies auch noch bei 150.000 Meilen eingehalten werden, was eine hohe Langzeitstabilität der Abgasnachbehandlungskomponenten erfordert. In Abbildung 1 sind die Flottengrenzwerte für NOx+NMOG in Abhängigkeit der LEVIII Emissionskategorien dargestellt [2][3][4]. alle MDPVs, LDVs von 375Ibs bis 8500Ibs alle PCs, LDVs bis 3750Ibs 180 160 LEV160 128 140 119 110 ULEV125 101 120 92 83 100 74 107 65 100 80 93 56 ULEV70 86 47 79 60 38 72 ULEV50 30 65 58 40 51 SULEV30 44 20 37 30 0 2014 2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025 Jahr

Abbildung 1: Flottengrenzwerte und LEVIII Emissionskategorien [2][3][4]

Die von der EPA beauftragte NHTSA legt den CO2-Flottenverbrauch fest, was durch den bereits erwähnten CAFE-Index charakterisiert wird. Bis 2025 soll der Flottendurchschnittsverbrauch von PKW und LDV auf 163gCO2/mi abgesenkt werden, was 54.5mpg entspricht. Dabei wird jedem Fahrzeug entsprechend seiner Größe ein sogenannter „Fußabdruck“ zugewiesen, mit welchem sein CO2-Grenzwert berechnet wird. Aufgrund ihres hohen CO2-Äquivalents sind zudem die Lachgasemissionen auf 10mg/mi und die Methanemissionen auf 30mg/mi im FTP75 beschränkt [1].

446

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

Um die hohen Anforderungen der LEVIII-Gesetzgebung zu verdeutlichen sind in Abbildung 2 verschiedene Abgasnormen dargestellt, wobei die Grenzwerte in Europa dabei auf mg/mi skaliert sind. Auch wenn bei der europäischen Legislative unterschiedliche Randbedingungen, wie beispielsweise ein anderer Prüfzyklus, vorherrschen, so zeigt die Darstellung doch eindrucksvoll, was für enorme Herausforderungen insbesondere die Einhaltung des Summengrenzwerts aus NOx+NMOG darstellt. Vergleicht man die Werte mit der Euro6-Gesetzgebung, bei der durchwegs bereits eine aktive NOx-Abgasnachbehandlung erforderlich ist, so wird deutlich, dass die SULEV30-Legislative höchste Anforderungen an Motor und Abgasnachbehandlung stellt.

NMOG & THC / mg/mi EURO 5 300 EURO 6 200 100 CO / mg/mi

1000750 500 250 SULEV30*

0

60 120 180 240

NOx / mg/mi

3 6

*PM-Limit 2025: 75% 3mg/mi, 25% 1mg/mi

9

PM / mg/mi Abbildung 2: Vergleich unterschiedlicher Abgasnormen in Europa und USA

In dieser Konzeptstudie werden unterschiedliche Abgasnachbehandlungssysteme untersucht und hinsichtlich ihres SULEV30-Potentials bewertet. Die Untersuchungen wurden auf einem PKW-Dieselmotor der 2 Liter Klasse durchgeführt. Die verwendeten Katalysatoren entsprechen dem heutigen Stand der Technik (Euro6 bzw. LEV2).

447

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

2 Motor und Konzeptauswahl 2.1 Versuchsträger Bei dem in dieser Konzeptstudie verwendeten Motor handelt es sich um einen modernen 2 Liter Commonrail-Dieselmotor mit Doppelkupplungsgetriebe. Der einstufig aufgeladene und mit variabler Turbinengeometrie (VTG) ausgestattete Versuchsträger verfügte zudem über eine Kombination aus gekühltem Niederdruck-AGR und ungekühltem Hochdruck-AGR, siehe Abbildung 3. Durch erstere kann das Rohemissionsniveau unter Beibehaltung von attraktivem Kraftstoffverbrauch insbesondere in höheren Lastbereichen auf moderatem Level gehalten werden. Der Einsatz von ungekühlter Hochdruck-EGR ist durch seine Vorteile im Niederlastbereich, Abgastemperaturmanagement und Warmlauf begründet. Ferner wurden der NSK, bzw. der DOC, ebenso wie der DPF motornahe angeordnet um ein schnelles Anspringen der Abgasnachbehandlung zu gewährleisten. Bei allen untersuchten Systemen kam überdies ein Unterboden-SCR zum Einsatz.

Abbildung 3: Schema des Motorkonzepts

Um in weiten Kennfeldbereichen motorisch niedrigste Emissionen zu realisieren, wurde der Betriebsbereich mit Niederdruck-AGR auf 3000min-1 und 16bar effektivem Mitteldruck erweitert. Aus Abbildung 4 ist der Vorteil des Niederdruck-AGRSystems bei einem Lastschnitt von 2000min-1 hinsichtlich NOx- und Rauchwerten bei annähernd gleichem spezifischen Kraftstoffverbrauch, verglichen mit einer zweistufig aufgeladenen Applikation mit Hochdruck-AGR, ersichtlich[5].

448

Euro5 HD-EGR

Euro6 ND-EGR

2.00 1.75 1.50 1.25 1.00

O/-

60 40 20 0 20 15 10 5 0

300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200

60 50 40 30 20 10 0 0

2 4 6 8 10 12 14 16 Effektiver Mitteldruck / bar

0

BSFC / g/kWh

NOx / g/h

Soot / g/h THC / g/h

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

2 4 6 8 10 12 14 16 Effektiver Mitteldruck / bar

Abbildung 4: Vergleich unterschiedlicher AGR-Konzepte

2.2 Konzeptauswahl und Vergleich der Systeme Aus einer Vielzahl verschiedener Systemanordnungen wurden drei Konzepte für weitere Untersuchungen ausgewählt. Wie aus Abbildung 5 zu erkennen handelt es sich beim System 1 um ein konventionelles SCR-System, bestehend aus Oxidationskatalysator (DOC), katalytisch beschichtetem Dieselpartikelfilter (cDPF) und einem Unterboden-SCR-Katalysator. Zudem wurde vor dem DOC ein elektrisch beheizter Katalysator (Ekat) integriert. Ekat und DOC wurden ebenso beim folgenden System 2 verbaut, die AdBlue-Eindosierung erfolgte jedoch vor dem nun selektiv beschichteten DPF (SDPF), wodurch eine motornähere NOx-Abgasnachbehandlung sichergestellt werden konnte. Der eingebaute Unterboden-SCR führt nicht nur zu höchsten NOxKonvertierungsraten sondern minimiert auch den nach SDPF auftretenden Ammoniakschlupf [5][9]. Um eine motornahe NOx-Abgasnachbehandlung sicherzustellen, wurde bei einem weiteren System der DOC durch einen NOx-Speicherkatalysator (NSK) ersetzt, System 3. Die Anordnung von katalytisch beschichtetem DPF und Unterboden-SCR wurde vom DOC/cDPF/SCR-System übernommen.

449

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

AdBlue (1) SCR-System:

Motor

Ekat

DOC cDPF

SCR

AdBlue (2) SDPF-System:

Motor

Ekat

DOC

SDPF

SCR

AdBlue (3) NSK/SCR-System:

Motor

Ekat

NSK cDPF

SCR

Abbildung 5: Untersuchte Konzepte am Motorprüfstand

Der Einbau eines NSK bringt zwar eine Erhöhung der Systemkomplexität mit sich, bietet allerdings beträchtliche Vorteile hinsichtlich NOx-Reduktion. Einerseits resultiert dies aus der motornahen Position des Speicherkatalysators, andererseits führt dessen NOx-Kalteinspeicherfähigkeit zu einer hohen Stickoxidreduktion noch bevor der eigentliche Light-Off erreicht ist [6][7][8]. Das Zusammenspiel der verschiedenen Abgasnachbehandlungskomponenten untereinander ist überaus komplex, wodurch für jedes Konzept entsprechende Kalibrierarbeiten und individuell abgestimmte Thermomanagementmaßnahmen erforderlich sind. Dies gilt insbesondere für den Warmlauf, wo je nach System unterschiedliche AGRKonzepte bzw. Rapid-Heat-Up-Maßnahmen (RHU) gefordert sind. Die Ergebnisse der gemessenen FTP75 sind in Abbildung 6 dargestellt, wobei die Ergebnisse mit Katalysatortechnologien erzielt wurden, die heute dem Stand der Technik entsprechen. Der dargestellte Mehrverbrauch bezieht sich auf die Basis eines FTP75, bei dem auf jegliche Thermomanagementmaßnahmen zur Optimierung des Abgasnachbehandlungssystems verzichtet wurde, die SULEV30-Emissionsgrenzwerte jedoch nicht eingehalten werden können. Als Thermomanagementmaßnahmen wären beispielsweise die Erhöhung der Abgastemperatur durch einen elektrisch beheizten Katalysator oder die für die Regeneration des NSK notwendige unterstöchiometrische Verbrennung zu nennen.

450

50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

SCR

SDPF

NSK/SCR

SCR

SDPF

NSK/SCR

Bereich aktueller ULEV125 Applikationen

10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

Kraftstoffmehrverbrauch / %

NMOG / mg/mi

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 NOx / mg/mi

Abbildung 6: Ergebnisse und Kraftstoffverbrauch der Konzepte im FTP75

Die Einhaltung des Limits von 30mg/mi aus NOx und NMOG ist mit der NSK/SCRKombination bei gleichzeitig geringstem Kraftstoffmehrverbrauch, der zudem deutlich unter den aktuell in Serie befindlichen ULEV125-Applikation liegt, möglich. Insbesondere die NOx-Emissionen liegen deutlich unter den erreichten Werten der beiden anderen Systeme, was auf die gute NOx-Konvertierung in jenen Bereichen, wo der SCR bzw. SDPF noch nicht angesprungen ist, zurückzuführen ist. Auch die Grenzwerte für die Schadstoffe CO, PM, CH4 und HCHO konnten mit diesem System eingehalten werden, wohingegen die Lachgasemissionen knapp überschritten wurden (14.5mg/mi). Mit dem SDPF- bzw. SCR-System konnten die ULEV50-Werte eingehalten werden. Der niedrigere Kraftstoffverbrauch des NSK/SCR-Systems ist auf folgende Faktoren zurückzuführen: – Primär ergibt sich durch den Einsatz des motornahen NSK ein wesentlich geringerer Heizbedarf in der Anfangsphase des FTP75 um hohe NOx-Konvertierungsraten zu erreichen. Dementsprechend liegt der Kraftstoffverbrauch des SDPF-Systems unter jenem des reinen SCR. – Durch die NOx-Kalteinspeicherfähigkeit des NSK ist zudem zu Beginn des FTP75 eine Kalibrierung mit höheren NOx-Rohemissionen möglich, was den Kraftstoffverbrauch zusätzlich senkt. Aufgrund des ungünstig hohen Kraftstoffmehrverbrauchs des SCR-Systems soll dieses in der hier vorliegenden Arbeit nicht weiter erörtert werden.

451

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

3 Besondere Herausforderungen der einzelnen Systeme 3.1 Spezifische Anforderungen beim SDPF/SCR mit ND-EGR Neben den bekannten Herausforderungen wie dem im Fahrzeug zur Verfügung stehenden Bauraum oder dem Erreichen der SDPF-Light-Off-Temperatur kommt es beim SDPF/SCR-System mit Niederdruck-AGR infolge der motornahen AdblueDosierung zu einer Beeinflussung der motorisch generierten Emissionen, siehe Abbildung 7. Bei zunächst leerem SDPF und ausgeschalteter Reduktionsmitteldosierung wird ein Teil der emittierten NOx über das Niederdruck-AGR-System dem Motor rückgeführt. Untersuchungen haben gezeigt, dass diese Stickoxide den Motor nahezu unverändert verlassen, wodurch letztendlich der NOx-Abfall zu Beginn der UreaDosierung erklärt werden kann [12]. Um den nach der Niederdruck-AGR-Entnahme angeordneten SCR beladen zu können ist ein entsprechender NH3-Schlupf nach SDPF erforderlich. Dadurch gelangt, abhängig von der AGR-Rate, ein Teil der NH3 wiederum in den Motor. Letztere nehmen im Motor an einer Vielzahl an Reaktionen teil, wodurch sie entweder zu Stickstoff reduziert werden, NOx bzw. N2O bilden, oder den Motor auch unverändert in Form von Ammoniak verlassen. Dementsprechend steigen bei auftretendem NH3-Schlupf nach SDPF, die NOx vor dem Oxidationskatalysator an, wodurch eine höhere Adblue-Dosierung nötig wird um die zusätzlich gebildeten NOx zu reduzieren. Relevant ist dies insbesondere deswegen, weil die vom Motor durchgelassenen NH3 vom Oxidationskatalysator in Stickstoff umgewandelt werden und folglich dem SDPF nicht mehr zur Verfügung stehen. Wie aus Abbildung 7 bei Sekunde 20 zu erkennen, wird, sofern keine Stickoxide im Saugrohr vorhanden sind und noch kein NH3-Schlupf auftritt, im Motor eine konstante Menge NO sowie NO2 gebildet. Werden jedoch Stickoxide dem Zylinder rückgeführt, steigen nicht nur die NOx-Emissionen, sondern auch die vor DOC gemessenen NO2-Emissionen (Sekunde 5). Letzteres ist nur dadurch zu erklären, dass es im Motor zur Bildung von NO2 aus rückgeführtem NO kommt (0ppm NO2 im Saugrohr). Andernfalls wäre kein Abfall der NO2-Emissionen zu Beginn der Adblue-Dosierung ersichtlich (Sekunde 10). Im Motor selbst wird also offensichtlich, solange kein NH3Durchbruch nach SDPF ersichtlich ist, unabhängig vom rückgeführten NOx-Niveau immer eine konstante Menge an Stickoxiden gebildet, ein Teil der rückgeführten NO wird zudem zu NO2 oxidiert.

452

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

NO2 vor DOC

20

NH3 im Saugrohr

NOx im Saugrohr

10

N2O vor DOC

0 0

5

NH3 vor DOC

SDPF

30

DOC

NDAGR

40

AdBlue

Emissionen / ppm

SCR

N = 1500min-1, BMEP = 6bar, TSDPF = 295°C, SDPF bei Start leer, NO2 im Saugrohr = 0ppm 60 Adblue-Dosierung mit D=2.5 NH3-Schlupf nach NOx vor DOC SDPF 50

10

15

20

25 Zeit / s

30

35

40

45

50

Abbildung 7: NH3-Verbrauch bei auftretendem Ammoniakschlupf nach SDPF bzw. vor Niederdruck-AGR-Entnahme

Sobald NH3 dem Zylinder rückgeführt wird, kommt es wiederum zu einem Anstieg der NOx-Emissionen, größtenteils in Form von NO (Formel (3) – folgende Seite), in geringen Mengen jedoch auch als NO2. Ob der rückgeführte Ammoniak dabei direkt zu NO2 oxidiert wird, oder ob dies teilweise über die zwischenzeitliche Bildung von NO erfolgt, kann an dieser Stelle nicht geklärt werden. Das Absinken der NOx-Emissionen bei Niederdruck-AGR und motornaher StickoxidAbgasnachbehandlung ist insofern von Bedeutung, um zu klären ob es diesbezüglich zu einem höheren Adblue-Verbrauch kommt, sofern kein NH3-Schlupf nach SDPF auftritt. In Abbildung 8 werden die NOx-Molenströme für ein HD-AGR-System mit SDPF, ein ND-AGR-System mit Unterboden-SCR sowie ein ND-AGR-System mit SDPF verglichen. Unter der Annahme, dass bei allen Konzepten im Motor die gleichen NOx-Mengen gebildet werden und einer vollständigen DeNOxierung im SCR/SDPF, entsteht für das Niederdruck-AGR-System mit SDPF kein Nachteil im AdBlueverbrauch. Tritt jedoch ein NOx-Schlupf nach SDPF auf, wird ein Teil dieser Stickoxide wieder rückgeführt und das NOx-Level vor SDPF steigt. Folglich ist nun mehr Reduktionsmittel zur Reduzierung der Stickoxide nötig, wodurch sich der Adblueverbrauch entsprechend erhöht.

453

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

HD-AGR

ND-AGR mit Unterboden-SCR

ND-AGR mit SDPF

0

0

AdBlue

SCR 0

SDPF cDPF 45

AdBlue

AdBlue

SDPF

0

55

DOC

DOC

0

DOC

55 45 100 100

45

Motor

Motor

45

55

0

Motor

Abbildung 8: Theoretische NOx-Molenströme in % bei 100%-DeNOx-Wirkung im SCR, ohne NH3-Schlupf und systemunabhängiger NOx-Bildung im Motor von 55%

Sobald es zu einem Ammoniakschlupf nach SDPF kommt, nimmt, wie bereits erwähnt, ein Teil der rückgeführten NH3 im Motor an unterschiedlichen Reaktionen teil, wodurch es zur Bildung von N2, NOx oder N2O kommt. Der restliche Ammoniak verlässt den Brennraum in unveränderter Form. Die für die Bildung der verschiedenen Emissionen vermuteten Reaktionsgleichungen sind in Formel (1) bis (4) dargestellt: Ͷܱܰ ൅ Ͷܰ‫ܪ‬ଷ ൅ ܱଶ ՜ Ͷܰଶ ൅ ͸‫ܪ‬ଶ ܱ

(1)

Ͷܰ‫ܪ‬ଷ ൅ ͷܱଶ ՜ Ͷܱܰ ൅ ͸‫ܪ‬ଶ ܱ

(3)

Ͷܰ‫ܪ‬ଷ ൅ ͵ܱଶ ՜ ʹܰଶ ൅ ͸‫ܪ‬ଶ ܱ

ʹܰ‫ܪ‬ଷ ൅ ʹܱܰ ՜ ʹܰଶ ܱ ൅ ͵‫ܪ‬ଶ

(2)

(4)

Aus Abbildung 9 sind die gebildeten Reaktionsprodukte aus dem rückgeführten NH3 bei unterschiedlichen Abgastemperaturen zu erkennen. Bei niedrigen Temperaturen wird der Großteil des Ammoniaks zu Stickstoff reduziert (Formel (1) und (2)), zudem verlässt verhältnismäßig viel NH3 den Motor in unveränderter Form, was auf die niedrigen Temperaturen im Brennraum zurückzuführen ist. Entsprechend dem thermodynamischen NO2/NOx-Gleichgewicht kommt es hier zu NO2-Bildung, letztere nimmt mit steigender Temperatur erwartungsgemäß ab. Mit zunehmender Temperatur wird

454

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

Reaktionsprodukte bei verschiedenen Abgastemperaturen

N2O NH3 NO NO2 N2

195°C

255°C

120 110 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

Anteil der Reaktionsprodukte / %

deutlich mehr NO und N2O produziert (Formel (3) und (4)), wohingegen die gebildete N2-Menge sowie der NH3-Durchbruch abnehmen. Die Menge an produziertem NO aus rückgeführtem Ammoniak ist folglich überwiegend vom Temperaturniveau im Brennraum abhängig.

330°C

Abbildung 9: Gebildete Reaktionsprodukte aus rückgeführtem NH3

3.2 Ekat und Katalysatoralterung beim NSK/SCR-System Um den Kraftstoffmehrverbrauch infolge des Ekat-Betriebes zu verringern, wurde bei dem NSK/SCR-System eine Optimierung des Heizbetriebes durchgeführt und die Ergebnisse mit einem Betrieb ohne Ekat verglichen. Die Auswirkung des Ekats auf die NOx+NMOG-Emissionen sind in [10] und [11] dargestellt und sollen hier nicht weiter erörtert werden. Vielmehr soll auf die verringerten N2O-Emissionen infolge des elektrischen Heizens eingegangen werden, siehe Abbildung 10. Wie in [5] beschrieben, wird N2O an den oxidativen Komponenten des NSK mittels HC infolge unvollständiger NO2-Reduktion gebildet. Die N2O-Bildung tritt also vorwiegend in Regionen, wo viel HC zur Verfügung steht, auf. Da durch den Einsatz des Ekats der HC-Light-Off deutlich früher erreicht wird und die HC-Emissionen daher nicht mehr zur N2OBildung zur Verfügung stehen, sind letztere bei elektrischem Heizen deutlich geringer. Aus Abbildung 10 ist zu erkennen, dass durch schrittweise längeren Heizbetrieb eine Reduzierung der Lachgasemissionen von bis zu 40% möglich ist.

455

Ekat off Ekat 40s Ekat 135s Ekat 220s

110 100 90

Ekat off Ekat 135s

Ekat 40s Ekat 220s

60 0

100 75 50 25 0

80 70

N2O-Emissionen / %

100 0

Ekat / %

120

NMOG / %

TNSK / °C

40 30 20 10 0

v / mph

300 200 100 0

N2O / ppm

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

60 50

0

50 100 150 200 250 300 Zeit / s

Abbildung 10: Reduzierung der N2O-Emissionen durch Ekat

Die Einhaltung der SULEV-Grenzwerte bei 150.000 Meilen stellt höchste Anforderungen an die Dauerhaltbarkeit und Stabilität der Abgasnachbehandlungskomponenten. Die unterschiedliche Kraftstoffqualität in Verbindung mit differenten Schwefelanteilen in den USA machen beim Einsatz eines NSK regelmäßige Entschweflungen nötig, was hinsichtlich Dauerhaltbarkeit als besonders kritisch einzustufen ist. Für das NSK/SCR-System wurden daher Untersuchungen mit gealterten Katalysatoren angestellt und ein Vergleich mit den neuen, sprich eingefahrenen Bauteilen (Alterungszustand äquivalent mit ca. 10.000 Meilen) durchgeführt. Aus Abbildung 11 rechts ist ersichtlich, dass die HC-Adsorption im Kalten nur geringfügig von der Alterung beeinflusst wird. Dies ist insbesondere für den Kaltstart des FTP75 relevant, da hier eine hohe HC-Adsorptionsfähigkeit die Emissionsergebnisse entscheidend verbessern kann. Des Weiteren ist zu erkennen, dass die Alterung einen beeindruckenden Einfluss auf die Oxidationsfähigkeit des Katalysators hat, wodurch einerseits die Light-Off-Kurve hin zu höheren Temperaturen verschoben wird und andererseits die NO2-Bildung verringert wird. Letzteres führt insbesondere im Temperaturbereich bis 220°C zu einer deutlich geringeren NOx-Speicherfähigkeit, siehe Abbildung 11 links.

456

2.00 1.75

Ergebnisse der NOx-Speichertests Neu Gealtert

Verhalten im Light-Off Adsorption Änderung

100

1.50

90

1.25

80

1.00

70

0.75

60

0.50 0.25

110

Oxidation

Neu Gealtert

0.00

50

aktuelle THC-Konvertierung / %

NOx-Speicherkapazität bis 50%-Schlupf / g/L

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

40 100 150 200 250 300 350 400 450 100 125 150 175 200 225 250 Zeit / s Temperatur vor NSK / °C

Abbildung 11: Vergleich des NOx-Speicherkatalysators im neuen und gealterten Zustand

Zudem weist der gealterte Katalysator einen höheren CO-Durchbruch auf, siehe Abbildung 12, was auf die schlechtere Oxidationsfähigkeit durch Edelmetallsinterung sowie das reduzierte Sauerstoffangebot während der Fettphase infolge verringerter O2-Speicherung in der Magerphase hindeutet [6]. Zudem führt die, trotz niedrigerer NOx-Speichermenge im gealterten Zustand, gleichbleibende Regenerationsdauer mit demselben Ziel-Lambda zu einer verhältnismäßigen Überdosierung des NSK und folglich zu erhöhten CO-Emissionen. Überdies ist eine schlechtere NOx-Regenerationskinetik denkbar, wodurch sich der höhere Regenerationsmitteldurchbruch ebenfalls erklären ließe [6]. Eindeutig zu erkennen ist des Weiteren die verstärkte NH3-Bildung im gealterten Zustand. Aufgrund der geringeren Menge an gespeichertem NOx und Sauerstoff ist vergleichsweise viel Reduktionsmittel bei geringem NOx-Angebot vorhanden, wodurch die NH3-Bildung insbesondere gegen Ende der Regeneration und im hinteren Teil des Katalysators begünstigt wird [8][13]. Durch die niedrigere NOx-Speicherfähigkeit im Magerbetrieb, bei gleichzeitig verringerter NOx-Reduktion während der Regeneration kommt es in Summe zu einem deutlichen Abfall der kumulierten DeNOx-Effizienz, siehe Abbildung 12.

457

Ovor NSK

Erzielte kumulierte DeNOx-Effizienz bei unterschiedlichen Temperaturen 110

Onach NSK

100 90 80

NSK neu NSK gealtert

150 75 0

70 600 300 0

0.6 0.3 0.0

NH3 / ppm

O/-

1.1 1.0 0.9

CO / %

N2O / ppm

Emissionen nach NSK bei Regeneration und TNSK = 260°C Onach NSK

60 NSK neu NSK gealtert

50 40 30

Kumulierte DeNOx-Effizienz / %

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

20 0

5

10

15

150 200 250 300 350 400 450 TemperaturNSK / °C

Zeit / s

Abbildung 12: NSK-Regenerationsverhalten und DeNOx-Effizienz im neuen und gealterten Zustand

300 200 100 0

Neu, mit Ekat Gealtert, mit Ekat Neu, ohne Ekat Gealtert, ohne Ekat

Neu, mit Ekat gealtert, mit Ekat

0.10 0.05 0.00 0.10 0.05 0.00 60 0 0

50

100 150 200 250 300 Zeit / s

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 NOx / mg/mi

Abbildung 13: Auswirkung der Alterung im FTP75

458

50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

NMOG / mg/mi

v / mph NOx / g NMOG / g TNSK / °C

In Abbildung 13 sind die Ergebnisse im FTP75 für die gealterten Bauteile des NSK/SCR-Systems dargestellt. Ohne Ekat kommt es zu einem deutlichen Anstieg der NMOG- und NOx-Emissionen, wobei ihr Summenwert sogar über dem ULEV50Limit liegt. Dieser drastische Anstieg ist dadurch zu erklären, dass die NSKTemperatur in den ersten 200s im Temperaturbereich unter 200°C liegt und der NSK im gealterten Zustand folglich seinen HC-Light-Off nicht erreicht. Mit eingeschaltetem Ekat (220s) wird sowohl der für die HC- als auch für die NOx-Konvertierung kritische Bereich am NSK verkürzt und die Emissionen steigen nur in vergleichsweise geringem Ausmaß an.

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

Konvertierungsraten im FTP75 bezogen auf die Rohemissionen Neu Gealtert 110 110 100 94 93 100 90 90 78 80 80 65 70 70 60 60 50 50 40 40 30 30 16 20 20 11 10 10 3 3 0 0 0 0 0 0 NSK cDPF SCR NSK cDPF SCR

NOx-Konvertierungsraten / %

NMOG-Konvertierungsraten / %

Die Konvertierungsraten der NMOG- und NOx-Emissionen über den einzelnen Katalysatoren sind in Abbildung 14 ersichtlich. Der katalytisch beschichtete Partikelfilter (cDPF) unterstützt einerseits die HC-Konvertierung und andererseits die NO2Bildung, wodurch die NOx-Reduzierung im nachgeschalteten SCR begünstigt wird. Wie bereits beschrieben nimmt mit fortschreitender Alterung die NOxSpeicherfähigkeit des NSK deutlich ab [6][8]. Dieser Effekt wird durch den SCR jedoch zumindest teilweise kompensiert, da nicht nur das NOx-Niveau vor dem SCR höher ist sondern auch die nach NSK gemessenen NO2-Emissionen ansteigen. Beides führt zu einem wirkungsgradgünstigeren Betrieb des SCR, wodurch folglich eine hohe Stabilität gegenüber Alterung besteht.

Abbildung 14: Konvertierungsraten im FTP75

Wie gezeigt führt der Einsatz des Ekats zu einer beachtlichen Stabilität gegenüber Katalysatoralterung. Auf zusätzliche Edelmetallbeladungen am Katalysator, die die Alterungsstabilität sicherstellen sollen, kann folglich verzichtet werden, wodurch die zusätzlichen Kosten des elektrisch beheizten Katalysators zumindest teilweise kompensiert werden können. Letzterer bietet zudem die Möglichkeit, die Einschaltdauer entsprechend der Katalysatoralterung anzupassen, wodurch der gezeigten Veränderung im HC-Light-Off effizient entgegengewirkt werden kann.

459

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

4 Zusammenfassung und Ausblick Mit der Einführung der LEVIII Gesetzgebung in Nordamerika erfolgt eine weitere wesentliche Verschärfung der Anforderungen für Emissionsreduktion. Insbesondere die schrittweise Absenkung der NOx+NMOG-Emissionen bis 2025 auf 30mg/mi ist als enorme Herausforderung anzusehen. Zudem erfordern die CAFE-Vorschriften eine signifikante Absenkung des Kraftstoffflottenverbrauches. Die Evaluierung verschiedener Konzepte am Motorprüfstand zeigt, dass durch die motornahe Anordnung eines NOx-Speicherkatalysators in Verbindung mit einem Unterboden-SCR die Stickoxide von Beginn an wirksam reduziert werden können und die Einhaltung des Summengrenzwertes aus NOx+NMOG von 30mg/mi möglich ist. Zudem liegt der Kraftstoffverbrauch bei diesem System deutlich unter den heute in Serie befindlichen ULEV125-Applikationen, was neben dem verringerten Heizbedarf für den SCR auch auf die Kalibrierung in Richtung höherer NOx-Rohemissionen während des Kaltstarts zurückzuführen ist. Beim SDPF/SCR-System mit Niederdruck-AGR kommt es infolge der motornahen Adblue-Dosierung zu einer Beeinflussung der motorisch generierten Emissionen, da die rückgeführten NOx den Brennraum nahezu unverändert verlassen. Sofern die NOx bereits im SDPF reduziert werden, sinken demzufolge auch die NOx-Emissionen vor DOC ab, wodurch sich theoretisch kein Nachteil im Adblueverbrauch für das SDPF/SCR-System ergibt. Um den nach der Niederdruck-AGR-Entnahme angeordneten SCR beladen zu können ist ein entsprechender NH3-Schlupf nach SDPF erforderlich, wodurch ein Teil der NH3 wiederum in den Motor gelangt. Letztere nehmen im Motor an einer Vielzahl an Reaktionen teil, wodurch sie entweder zu Stickstoff reduziert werden, NOx bzw. N2O bilden, oder den Motor auch unverändert in Form von Ammoniak verlassen. Dementsprechend steigen bei auftretendem NH3-Schlupf nach SDPF die NOx vor dem Oxidationskatalysator an, wodurch eine höhere AdblueDosierung nötig wird um die zusätzlich gebildeten NOx reduzieren. Steigt dabei der NH3-Schlupf nach SDPF an, kommt es wiederum zu höheren NOx-Emissionen vor Oxidationskatalysator, was erneut eine höhere Adblue-Dosierung erforderlich macht. Beim NSK/SCR-System wurde gezeigt, dass durch den Einsatz des elektrisch beheizten Katalysators nicht nur die NOx- und NMOG-Emissionen, sondern auch der N2OAusstoß drastisch verringert werden kann. Da für das Erreichen der SULEV30Grenzwerte vergleichsweise eine nur sehr geringe Einschaltdauer des Ekats erforderlich ist, kann dieser eventuell durch motorinterne Heizmaßnahmen ersetzt werden [9]. Eine Kombination von zuletzt genannten mit einem variablen Ventiltrieb [14] ist ebenso denkbar wie der Einsatz von neuen Katalysatortechnologien wie beispielsweise HC-speichernde Beschichtungen während der Kaltstartphase. Des Weiteren bietet

460

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

der Einsatz eines PNA (Passiver NOx-Adsorber) womöglich das Potenzial die Systemkomplexität nochmals zu reduzieren [15][16]. Überdies stellt die Einhaltung der SULEV-Grenzwerte bei 150.000 Meilen höchste Anforderungen an die Dauerhaltbarkeit und Stabilität der Abgasnachbehandlungskomponenten, was insbesondere beim NSK/SCR-System als kritisch zu beurteilen ist. Durch die Aktivierung des Ekats zu Beginn der Kaltstartphase wird der kritische Temperaturbereich für den HC- und NOx-Light-Off schnell durchfahren, wodurch das Erreichen der SULEV30-Grenzwerte auch mit gealterten Bauteilen sichergestellt werden kann. Der Einsatz des elektrisch beheizten Katalysators bietet zudem die Möglichkeit, die Einschaltdauer entsprechend der Katalysatoralterung anzupassen. Zusammenfassend kann gesagt werden, dass in der hier vorliegenden Konzeptstudie mit dem NSK/SCR-Abgasnachbehandlungssystem die Einhaltung des SULEV30Grenzwertes aus NOx+NMOG sichergestellt werden konnte. Herausforderungen bieten neben der hohen Systemkomplexität auch beispielsweise die äußerst strengen OBDAnforderungen, sodass noch eine Vielzahl weiterer Entwicklungsschritte nötig ist.

5 Danksagung Die vorgestellten Arbeiten wurden im Rahmen des „COMET K2 Forschungsförderungsprogramms“ unter Verwendung von Fördermitteln des Österreichischen Bundesministeriums für Verkehr, Innovation und Technologie (BMVIT), des Österreichischen Bundesministeriums für Wirtschaft, Familie und Jugend (BMWFJ), der Österreichischen Forschungsförderungsgesellschaft mbh (FFG), des Landes Steiermark sowie der Steirischen Wirtschaftsförderung (SFG) durchgeführt.

461

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

6 Formelzeichen, Abkürzungen und Indizes CARB CAFE CH4 cDPF DOC DPF Ekat EPA HCHO MY N2O NHTSA NMOG NSK RHU SCR SDPF SULEV ULEV cDPF

California Air Resources Board Corporate Average Fuel Economy Methan Katalytisch beschichteter Dieselpartikelfilter Dieseloxidationskatalysator Dieselpartikelfilter Elektrisch beheizter Katalysator Environmental Protection Agency Formaldehyd Model Year Lachgas National Higway Traffic Safety Administration Non Methane Organic Gases NOx-Speicherkatalysator Rapid-Heat-up Selektive katalytische Reduktion Selektiv beschichteter Dieselpartikelfilter Super Ultra Low Emission Vehicle Ultra Low Emission Vehicle Katalytisch beschichteter Dieselpartikelfilter

7 Literaturverzeichnis [1] EPA and NHTSA Set Standards to Reduce Greenhouse Gases and Improve Fuel Economy for Model Years 2017-2025 Cars and Light Trucks, Office of Transportation and Air Quality, EPA-420-F-12-051, August 2012 [2] The California Low-Emission Vehicle Regulations, 15.11.2014, http://www.arb.ca.gov/msprog/levprog/cleandoc/cleancomplete%20levghg%20regs%207-14.pdf [3] Worldwide Emissions Standards – Passenger Cars and Light Duty Vehicles, Delphi Innovation for the Real World, 2014/2015 [4] Krämer L.,et al.: Mit der Diesel-Abgasnachbehandlung auf dem Weg zum „Super-Ultra-Niedrig-Emissionsfahrzeug (SULEV), 34. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, 2013

462

Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEVIII SULEV

[5] Beichtbuchner A., et al.: HSDI Diesel on the Way to SULEV – Concept Evaluation, 21st Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology 2012, Aachen, 2012 [6] Hauff K.: Thermische Alterung und reversible Deaktivierung von Dieseloxidations- und NOx-Speicherkatalysatoren, Dissertation, Universität Karlsruhe, 2013 [7] Nieken U., et al.: Modellierung und Simulation der NOx-Minderung an Speicherkatalysatoren in sauerstoffreichen Abgasen, Abschlussbericht, Universität Stuttgart, 2006 [8] Brandecker M.: Experimentelle Untersuchungen an NOx-Speicherkatalysatoren bei einem PKW-Dieselmotor, Masterarbeit, TU Graz, 2013 [9] Beichtbuchner A., et al.: Konzepte zur Diesel-Abgasnachbehandlung für die Richtlinie LEV 3, MTZ, Volume 74 (7-8), Seiten 574-579, 2013 [10] Beichtbuchner A., et al.: SULEV Emissions for PC Diesel? – An integrated approach for lowest emissions, SIA conference Rouen 2014, Rouen, 2014 [11] Weissbäck M., et al.: Future HSDI Diesel – Dynamic, Clean, Efficient, 26. Internationale AVL Konferenz “Motor und Umwelt”, Graz, 2014 [12] Mayr T.: Experimentelle Untersuchungen verschiedener DieselAbgasnachbehandlungskonzepte für die Richtlinie LEV3 SULEV, Masterarbeit, TU Graz, 2014 [13] Hadl K.,et al.:Diesel-Abgasnachbehandlungskonzepte zur Erfüllung künftiger Gesetzgebungen basierend auf dem NOx-Speicherkatalysator, 35. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, 2014 [14] Pramhas J.,et al.:Ladungswechselseitige Thermomanagementmaßnahmen am Dieselmotor, 14. Tagung der Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors, Graz, 2013 [15] Cary H., et al.: Passive Catalytic Approach to Low Temperature NOx Emission Abatement, Deer 2011 Directions in Engine-Efficiency and Emission Research, Detroit, 2011 [16] Johnson T., et al.: Vehicular Emissions in Review, SAE technical papers, 201201-0368, Journal Article, 2012

463

Investigation of the combustion of alternative diesel fuels in an optical engine Plamen Dragomirov, Institute of Fluid Dynamics and Thermodynamics, Otto-von-Guericke-University Magdeburg

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

465

Energieeffiziente Emissionsminderung bei größeren Dieselmotoren durch die Kraftstoff-WasserEmulsionstechnologie Christian Siegmund, Projektleiter Forschung und Entwicklung, Co-Autoren: Uwe Israel, Stefan Fischer, alle Exomission Umwelttechnik GmbH

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

467

SESSION OBD

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_10

OBD FÜR PKW UND NFZ

OBD in highly cross-linked vehicle-systems Dr. Gao Hua, Volker Lantzsch, Volkswagen AG

473

OBD in highly cross-linked vehicle-systems

Abstract All current OBD legislation worldwide are based on either the European or the US legislation. Emission limits for combustion engines are the basis for the OBD regulations. New technologies, e.g. the electrification, place other components as air conditioning system, brake system, electric motor and HV-battery in the USA directly or indirectly into the OBD focus. The influence of the network topology raised because the number of the electric control units cross-linked under OBD criteria increased, especially as only a limited number of legally allowed diagnostics addresses are available. This leads to network topologies, that have to be considered and evaluated critically under the premise of OBD-communication, particularly with specific timing requirements. Thus the OBD-requirements become a direct criterion for the network topology of electric control units and sensors/actuators in modern vehicles. New bus systems for sensors and actuators (e.g. LIN) must be considered also with respect to OBD requirements. Additionally to the increased number of the ECUs in the OBD-Network also functions and diagnostics of one ECU have direct influence on functions and diagnostics in other ECUs within the OBD network. Therefore signals, that are provided in the OBD network, must be evaluated under OBD requirements and must be flagged for OBD relevance in the bus system. Future OBD-communication concepts adapted to the increasing complexity must be agreed with the legislators and defined in standardization committees.

474

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung B. Odendall

475

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abstract Die zunehmende Vielfalt von motorischen Gemischbildungssystemen und die Verschärfung der gesetzlichen Abgasvorschriften führt zu einer permanent steigenden Komplexität der Funktionsentwicklung und der Applikation von Abgas- und Diagnosefunktionen. Außerdem ist bei den Diagnosefunktionen zu beachten, dass die Erprobungsprogramme mit Komponenten unterschiedlicher Alterungsstufen durchgeführt werden müssen. Gemäß dem Stand der Technik werden diese Aufgaben durch umfangreiche Messund Erprobungsprogramme abgearbeitet. In diesem Bericht wird dargestellt, wie die Abgassimulation für die Entwicklung von Abgasdiagnose – Funktionen genutzt werden kann. Durch die Erstellung geeigneter Modelle wird es möglich, einen Großteil der erforderlichen Entwicklungsprogramme hinsichtlich Funktionsentwicklung und Funktionsapplikation in der Simulationsumgebung abzuarbeiten. Damit können große Potenziale hinsichtlich Zeit- und Hardwareersparnis genutzt werden. Die Herausforderung liegt somit in der genauen Abbildung der im Fahrzeug physikalisch vorliegenden Bauteile, d.h., das Übertragungsverhalten der Streckenglieder ist durch eine Modellierung abzubilden. Mit dieser Methodik werden somit die Strecken zu den Reglern, und nicht die Regler zu den Strecken gebracht. Die Regel- und Steuerglieder der zu überwachenden Komponenten / Systeme können in der Simulationsumgebung durch die Verwendung identischer Rechenalgorithmen, genauso wie im Steuergerät des Fahrzeuges, abgebildet und somit entwickelt und appliziert werden. Mit dieser Systematik wurde ein Funktionsalgorithmus entwickelt, der heute von einem Großteil der deutschen Fahrzeuge genutzt wird. Bei dem Funktionsalgorithmus handelt es sich um die gleichzeitige Prüfung der Lambdasonde vor und nach dem Katalysator und des Katalysators.

476

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

1 Einleitung Der Anteil der Schadstoffe HC, CO und NOx liegt nur bei ca. 1 – 2 % der gesamten vom Verbrennungsmotor emittierten Abgase.

Abbildung 1: Rohemissionen

Aufgrund der gesetzlich vorgeschriebenen Abgasgrenzwerte sind jedoch je nach Abgasnorm Abgaskonvertierungsraten im Bereich von 95 bis 99 % erforderlich. Tabelle 1: Abgasgrenzwerte Europa: EU 5 Nordamerika: SULEV

NMHC

NOx

CO

68 mg/km

60 mg/km

1000 mg/km

10 mg/mi

20 mg/mi

1000 mg/mi

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 2: Erforderliche Konvertierungsraten

Wie an der folgenden Abbildung zu erkennen ist, wäre eine Konvertierungsrate von über 95 % bei einem Katalysator ohne Sauerstoffspeicher nur bei einer exakten motorisch vorgesteuerten stöchiometrischen Abgaszusammensetzung möglich. Erst durch die Implementierung eines Sauerstoffspeichers im Katalysator sind kurzzeitig auch hohe Konvertierungsraten bei Abweichungen von der Stöchiometrie möglich.

478

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 3: Reaktionen im Katalysator

Auf den folgenden Abbildungen wird anschaulich dargestellt, wie die Abgasbestandteile mit dem Sauerstoffspeicher reagieren.

Abbildung 4: Betrieb Katalysator bei exakt Lambda=1

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Für den Fall, dass eine stöchiometrische Abgaszusammensetzung vorliegt, ist die Bilanz zwischen dem Sauerstoffzufluss aufgrund der Reduktion und dem Sauerstoffabfluss aufgrund der Oxidation ausgeglichen, d.h. die in den Sauerstoffspeicher eingetragenen und ausgetragenen Mengen an Sauerstoff gleichen sich aus. Somit ist keine Veränderung des Beladungszustandes des Sauerstoffspeichers (OSC) zu beobachten, und es liegt eine konstant hohe Konvertierungsrate aller Abgasspezies vor. Wenn der Katalysator jedoch nach einer ausreichend langen Fettperiode mit magerem Abgas beaufschlagt wird, ist bis zu einem oberen Befüllungsgrad des Sauerstoffspeichers eine gute Reduktion zu beobachten. Wenn der obere Befüllungsgrad des Sauerstoffspeichers überschritten ist, siehe Zeitpunkt t2 auf der Abbildung 6, ist ein Einbruch der Reduktion zu beobachten, und nach dem Katalysator stellt sich eine magere Abgaszusammensetzung ein. Die Differenz, der in dieser Phase eingetragenen und ausgetragenen Sauerstoffmasse, wurde im Sauerstoffspeicher gespeichert. Dieser Sauerstoffspeicher des Katalysators hat somit eine große Bedeutung für das gesamte Konvertierungsverhalten und wird somit seitens der OBD als Kenngröße der Katalysatorperformance verwendet.

Abbildung 5: Betrieb Katalysator beim Lambdawechsel von Fett auf Mager

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 6: Betrieb Katalysator am Ende der Magerphase

Anhand von Korrelationsmessungen wird ein quantitativer Zusammenhang zwischen der messbaren Größe des Sauerstoffspeichers und den Abgasemissionen des Fahrzeugs hergestellt. Dieser Zusammenhang ist für jedes Fahrzeug und für jede Variantenkombination Ɣ Motor Ɣ Getriebe Ɣ Abgasklassifizierung getrennt zu ermitteln und im Motorsteuergerät abzulegen. Wenn der Fall eintritt, dass der Katalysator außergewöhnlich stark altert, und somit durch die On Bord Diagnose eine zu geringe Sauerstoffspeicherkapzität identifiziert wird, ist der Wagenhalter durch die entsprechende Warnleute darüber in Kenntnis zu setzen. Dieser hat somit die Reparatur zu veranlassen.

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 7: Korrelation zwischen Sauerstoffpeicher und Abgasemissionen

Als Sensorik steht im Fahrzeug in der Regel vor dem Katalysator eine Breitbandlambdasonde und nach dem Katalysator eine binäre Sprungsonde zur Verfügung. Die Breitbandlambdasonde gibt ein zum Lambdawert proportionales Signal aus. Anhand des Signales der Sprungsonde ist nur die Unterscheidung möglich, ob eine fette oder magere Abgaszusammensetzung vorliegt. Bei fetten Lambdawerten liegt eine Spannung > 450 mV, und bei mageren Lambdawerten eine Spannung < 450 mV an.

Abbildung 8: Sensorik vor und nach Katalysator

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Für den Fall, dass die Lambdasonden dynamisch verlangsamt sind, ergibt sich daraus eine Beeinflussung auf die Messung des Sauerstoffspeichers. Auf der folgenden Abbildung ist exemplarisch dargestellt, wie sich eine dynamisch beeinträchtige Nachkatsonde auf die Messung der Sauerstoffspeicherkapazität des Katalysators auswirkt.

Abbildung 9: Einfluss einer dynamisch beeinträchtigten Nachkatsonde auf die Sauerstoffmessung des Katalysators

Auf der folgenden Abbildung sind die Fehlerbilder dargestellt, die von den Diagnosefunktionen erkannt werden. Seitens der Lambdasonden handelt es sich um die Veränderung der dynamischen Eigenschaften und um den Offset des jeweiligen Signals der Breitband- bzw. der Binärsonde. Bei dem Katalysator wird eine Verringerung der Sauerstoffspeicherfähigkeit diagnostiziert. Für den Fall, dass diese Funktionen alle sequentiell abgearbeitet werden, ergibt sich ein sehr langer Prüfablauf.

483

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Weiterhin verlässt man mit jeder „intrusive“ aufgeprägte Lambdastörung den optimalen Konvertierungsbereich des Katalysators. Somit ergibt sich durch die sequentiellen Diagnosen für jede einzelne Lambdastörung eine Verschlechterung der Abgaskonvertierung. Durch die parallele Prüfung kann dieser Effekt auf nur eine Lambdastörung minimiert werden.

Abbildung 10: Fehlerbilder der Sonden und des Katalysators

2 Motivation für Softwareentwicklung mit Simulation Die Motivation für die simulationsunterstützte Softwareentwicklung ist in der folgenden Übersicht dargestellt. Ɣ Die Softwareentwicklung für Abgas- und Diagnosefunktionen ist sehr kosten- und zeitintensiv: – Aufwand für Motorprüfstände incl. Messtechnik – Aufwand für Iterationsstufen Softwareintegration – Aufwand für Validierung der Software auf Erprobungsfahren – Zeitverzug zwischen Optimierung Softwareerstellung und Abprüfung am Motor – usw.

484

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Ɣ Weiterhin ist die Applikation der Funktionen für die Fahrzeug-, Motor- und Getriebekombinationen zu leisten. Dabei sind die folgenden Aspekte zu berücksichtigen – Aufwand für Beschaffung von Grenzlagen-Bauteilen – Winter-, Sommer- und Höhen-Erprobung – Abprüfung aller möglichen Fehlfunktionen incl. Heilung – usw.

3 Beschreibung der Komponenten als Übertragungsglieder Sehr viele Funktionalitäten im Motorsteuergerät können anhand einer klassischen Reglerstruktur abgebildet werden. Ein Regler beinhaltet die folgenden Komponenten Ɣ Regler Ɣ Strecke Als Eingangsgrößen sind die Größen Ɣ Sollwert Ɣ Störung Und als Ausgangswert ist der Ɣ Streckenausgang zu nennen.

Abbildung 11: Reglerstruktur

In der Regel kann eine Diagnosefunktion als Beobachter der Strecke interpretiert werden. Wenn sich zwischen dem Ausgang der realen Strecke und des Beobachters ein zu großer Unterschied einstellt, wird eine Alterung der realen Strecke identifiziert.

485

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Somit stellt die Adaption der Parameter der Strecke eine Identifikation der Streckenalterung dar. Falls die Identifikation eine unzulässig hohe Alterung der Streckenparameter erkennt, ist dieses Bauteil als defekt anzuzeigen, und auszutauschen.

Abbildung 12: Reglerstruktur mit Beobachter der Streckenparameter

Bei den Komponenten der Abgasnachbehandlung ist die modellmäßige Beschreibung der folgenden Übertragungsglieder erforderlich.

Abbildung 13: Komponenten der Abgasnachbehandlung

Bei der klassischen Abgasnachbehandlung kommen neben den o.g. Komponenten noch drei kaskadierte Regelkreise zum Einsatz.

486

Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Bei diesen Regelkreisen handelt es sich um den sehr schnellen Lambdaregler, den mittelschnellen Sauerstoffbilanzregler, und den sehr langsamen Trimmregler. Somit lässt sich die gesamte Abgasnachbehandlung in der folgenden Abbildung darstellen.

Abbildung 14: Regelkreise einer stöchiometrischen Abgasregelung

Dieses Bild lässt sich durch die Diagnoseumfänge wie folgt ergänzen.

Abbildung 15: Regelkreise einer stöchiometrischen Abgasregelung incl. Diagnosen

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Wie anhand der Abbildung 15 zu erkennen ist, lässt sich die gesamte Abgasnachbehandlung durch die Abbildung von Reglern, Beobachtern und Strecken nachbilden. Die Regler und Beobachter bilden identische Abbildungen der im Motorsteuergerät implementierten Funktionalitäten, somit können diese Funktionalitäten kreuzweise zwischen dem Motorsteuergerät und der Simulationsumgebung getauscht werden. Für den Fall der Simulation von Abgasnachbehandlungssystemen ist noch eine Streckensimulation der Lambdasonden und des Katalysators erforderlich. Die Simulation der Sonden mit den gesetzlich geforderten Fehlerbildern Totzeit, Filter und Offset, ist durch die entsprechenden Funktionsblöcke in der Simulationsumgebung möglich. Für das Übertragungsverhalten des Katalysators als Funktion der Abgasmasse, Abgastemperatur, Sauerstoffbeladung und Alterung wurde ein eigenes Modell entwickelt. Auf eine Detailbeschreibung soll in diesem Rahmen nicht eingegangen werden. Im folgenden Kapitel wird lediglich ein Vergleich zwischen der Messung und der Simulation anhand typischer Lambdastimulationen aufgezeigt.

4 Vergleich Messung zu Simulation Für die Nutzung des Simulationsmodells ist eine gute Korrelation zwischen den Simulationen und den Messungen bei unterschiedlichen Modulationsraten des Sauerstoffspeichers erforderlich. Typischerweise wird eine solche Modulation im Rahmen der Diagnose des Katalysators bei der Vermessung des Sauerstoffspeichers angewendet. Die Umschaltzeitpunkte der Lambdawerte vor dem Katalysator werden über das Signal der Nernstsonde nach dem Katalysator gesteuert.

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Abbildung 16: Vergleich Messung versus Simulation, Spannung binäre Sauerstoffsonde an Stationärpunkten

Typischerweise ergeben sich bei einer Variation der Spannungsschwellen für die Umschaltung von einer mageren nach einer fetten bzw. von einer fetten nach einer mageren Gemischzusammensetzung die in der Abbildung 16 aufgeführten Spannungsverläufe. Nach dem Abgleich des Modells an stationären Punkten ist es ebenfalls möglich, einen Vergleich im dynamischen Betrieb zwischen dem gemessenen und dem simulierten Signal einer binären Spannungssonde nach dem Katalysator durchzuführen. Dieser Vergleich ist in der Abbildung 17 dargestellt.

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Abbildung 17: Vergleich Messung versus Simulation, Spannung binäre Sauerstoffsonde im dynamischen Betrieb

Wie anhand der beiden Abbildungen zu sehen ist, werden sowohl im stationären als auch im dynamischen Betrieb mit der Simulation vergleichbare Signalverläufe dargestellt. Somit ist es möglich, dieses Katalysatormodell als Streckenmodell für die Entwicklung und die Applikation der Abgas und Diagnosefunktionen zu verwenden.

5 Beispiel: Entwicklung Funktionen Diagnose Katalysator und Lambdasonden Für eine effektive Abgasnachbehandlung ist die korrekte Funktion der Bauteile Katalysator und Lambdasonden von entscheidender Bedeutung. Aus diesem Grunde kommt der Diagnose dieser Bauteile eine besondere Bedeutung zu. Seitens der Diagnose werden die folgenden Eigenschaften der Bauteile abgeprüft.

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Bei den Sonden werden die dynamischen Eigenschaften hinsichtlich einer Signalfilterung, einer Signaltotzeit und einer Verschiebung des Signalausgangspegels abgeprüft. Bei dem Katalysator ist die Sauerstoffspeicherkapazität zu vermessen. Die abzuprüfenden Fehlerbilder wurden bereits in der Abbildung 10 dargestellt. In der Vergangenheit wurden die Prüfungen von unterschiedlichen Funktionen sequentiell abgearbeitet. Dadurch ergab sich eine relativ lange Gesamtprüfdauer und aufgrund der Lambdaverstellungen ein nicht unerheblicher Abgaseinfluss. Weiterhin ergeben sich Beeinflussungen von z.B. der Dynamik der Nachkatalysatorsonde auf die Bestimmung der Sauerstoffspeicherkapazität. Damit wird es erforderlich, das Diagnoseergebnis der Messung der Sauerstoffspeicherkapazität des Katalysators mit dem Diagnoseergebnis der Messung der Sondendynamik nach dem Katalysator zu korrigieren. Dies ist umso schwerer, ja länger die zeitlichen Abständ zwischen diesen Prüfungen sind, und je weiter sich die Betriebszustände, w.z.B. Temperatur, Last…, bei den einzelnen Prüfungen voneinander unterscheiden. Somit ergab sich die Forderung, diese Prüfungen möglichst im Rahmen einer Lambdaverstellung durchzuführen. Auf den folgenden Abbildungen ist der Effekt einer dynamisch verlangsamten Vorkatsonde, Abbildung 18, bzw. Nachkatsonde, Abbildung 19, dargestellt. Eine dynamisch verlangsamte Vorkatsonde führt zu einer Schwingung des Lambdareglers. Die Amplitude der Schwingung hängt von der Reglerverstärkung und den dynamischen Eigenschaften der Sonde ab. Daraus kann eine Beeinträchtigung der Fahrbarkeit und eine erhöhte Temperaturbelastung des Katalysators folgen. Weiterhin ergibt sich durch die Schwingung des Lambdareglers eine Beeinflussung auf die Messung der Sauerstoffspeicherkapazität des Katalysators. Im Motorsteuergerät sind Funktionen zu entwickeln, welche die Veränderung der dynamischen Eigenschaften der Vorkatsonde erkennen, und mit geeigneten Adaptionen der Parameter des Lambdareglers eine Schwingung des Reglers verhindern. Bei einer geeigneten Streckennachbildung des realen Fahrzeuges können diese o.g. Funktionen auch in der Simulationsumgebung entwickelt werden.

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Abbildung 18: Simulation, Einfluss einer dynamisch verlangsamten Vorkatsonde

Auf der Abbildung 19 wird der Effekt einer dynamisch verlangsamten binären Sonde nach dem Katalysator dargestellt. Wie zu erkennen ist, führt eine dynamisch verlangsamte Nachkatsonde, zu einer Vergrößerung der gemessenen Sauerstoffspeicherkapazität des Katalysators.

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Abbildung 19: Simulation, Einfluss einer dynamisch verlangsamten Nachkatsonde

Daraus folgt, dass eine dynamisch beeinträchtigte binäre Lambdasonde nach dem Katalysator für die Erkennung eines defekten Katalysators nicht mehr geeignet ist. Dieser Effekt wird unter dem Thema der Beeinflussung der Katalysatordiagnose aufgrund von dynamisch verlangsamten Nachkatsonden behandelt. Sowohl die Entwicklung der Funktionen für die Erkennung der dynamisch verlangsamten Sonde, als auch die Korrektur der Messung der Sauerstoffspeicherfähigkeit des Katalysators, wurde auf die beschriebene Art in der Simulationsumgebung durchgeführt. Anhand dieser Simulationen wurde ein Algorithmus einwickelt, welcher mit nur einer Lambdaverstellung die relevanten Eigenschaften der beiden Sonden und des Katalysators gleichzeitig auswertet werden, siehe Abbildung 20.

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 20: Parallelisierte Prüfung der Lambdasonden und des Katalysators

Weiterhin galt es noch, den Effekt einer dynamisch verlangsamten Nachkatsonde auf das Ergebnis der Katalysatordiagnose zu eliminieren. Dazu wird eine entsprechende Korrektur der gemessenen Sauerstoffspeicherfähigkeit durchgeführt, siehe Abbildung 21. Wie an der Abbildung zu erkennen ist, führt eine dynamisch verlangsamte Nachkatalysatorsonde zu einer Erhöhung der gemessenen Sauerstoffspeicherkapazität. Anhand der identifizierten Kenndaten bzgl. Signalverschiebung und Signalfilterung ist es möglich den Einfluss auf die Messung der Sauerstoffspeichervermessung zu bestimmen. Somit kann mittels der Aufzeichnung des kumulierten Sauerstoffeintrags bis zum Zeitpunkt des zeitlich verzögerten Sondensprungs der gealterten Sonde, auf den Sauerstoffeintrag bis zum Zeitpunkt des zeitlich nicht verzögerten Sondensprungs einer nicht gealterten Sonde geschlossen werden, siehe Abbildung 21.

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Abbildung 21: Korrektur der Sauerstoffspeicherfähigkeit des Katalysators aufgrund der dynamischen Eigenschaften der Nachkatsonde

6 Austausch von Funktionsblöcken mit Lieferanten Wie anhand der obigen Abbildungen gezeigt wurde, ist eine Funktionsentwicklung und Applikation in der Simulationsumgebung möglich. Somit kann diese Methodik dahingehend genutzt werden, dass neue Funktionsalgorithmen vor der Implementierung und Prüfung im Fahrzeug in der Simulationsumgebung geprüft werden. Dazu ist jedoch eine enge Zusammenarbeit zwischen den betroffenen Parteien erforderlich.

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Softwareentwicklung mittels Simulationsumgebung

Abbildung 22: Austausch von Funktionsblöcken

7 Zusammenfassung / Ausblick Ɣ Im ersten Schritt sind die Systemeigenschaften der im Fahrzeug verbauten Komponenten auf ihre regelungstechnischen Übertragungsglieder zurückzuführen. Ɣ Folglich kann durch eine Verschaltung der Regelungs- und Steuerglieder das gesamte Systemverhalten abgebildet werden. Ɣ Neue Funktionsumfänge können vor der Inbetriebnahme am Fahrzeug in der Simulationsumgebung getestet werden. Ɣ Anhand dieses Modells ist es möglich eine Softwareentwicklung, wie zum Beispiel eine Parallelisierung der Katalysator- und Sondendiagnosen, und eventuell auch eine Vorabbedatung durchzuführen.

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Summary / Outlook Ɣ As a first step, the transfer functions of the controlled system parameters have to be defined. Ɣ Accordingly, the complete system behavior can be represented in the model by connecting the control elements. Ɣ New functions can be tested in the simulation environment before they are implemented in the vehicle. Ɣ This model makes it possible to develop a software, e.g. the parallelization of the catalyst and oxygen sensor monitors, and potentially to perform a pre-calibration.

Autor Bodo Odendall, Audi AG, Technische Entwicklung, 85045 Ingolstadt

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems Matthias Kötter, Dr. Andreas Pungs; FEV GmbH Bernd Wolkenar; Lehrstuhl für Verbrennungskraftmaschinen VKA, RWTH Aachen University

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

1 Motivation and Objective Due to customer demands and regulation requirements, complexity of state-of-the-art vehicles is ever increasing. A growing number of components, combined with an exponential increasing number of possible interactions, greatly increase the amount of possible faults and failures that can occur. Advanced engineering knowledge and practices still allowed most OEMs to decrease failure probability over the last decades. But if, for whatever reasons, a failure does occur, the workshop technician faces the challenge of finding the fault causing the observed failure in a highly complex system. Today’s vehicles use On-Board-Diagnostic (OBD) Systems for three reasons. Firstly, legislators in numerous countries require OBD systems in order to ensure low pollutant emissions from the vehicle over lifetime. Secondly, diagnostic results are used for system protection if the detected failure may lead to further damage to the engine and therefore potentially harm people or environment. Thirdly, the results of the OBD system are used to guide and assist the workshop personnel in finding the fault. State-of-the-art OBD systems perform reasonably well in the task of detecting failures, i.e. that something in the vehicle is not operating as expected. However, the capability to identify the fault causing the observed issues is insufficient. The identification of the faulty component is thus the task of the workshop technician who uses the OBD diagnostic trouble codes, the service manual and his experience. This process is time-consuming and may still lead to wrong conclusions, so that expensive, but useless repairs may be the result. This circumstance is well known, for example M. Stampfer and M. Käsbauer describe this matter as “No-Trouble-Found” issues [1] and J. Smith and S. Caruso as “OBD2 Anomaly” [2]. M. Regenfuss, Chief of the On-Board Diagnostics Branch of the California Air Resources Board, presents data showing that within 30 days prior to the Inspection and Maintenance (I/M) due date, the percentage of vehicles with illuminated Malfunction Indicator Light (MIL) decreases significantly from about 23 % to 7 %, but increases afterwards again to about 20 % within 60 days [3]. Possible reasons are, according to Regenfuss, fraud or circumvention on the one hand or poor repair durability on the other hand, which corresponds to the aforementioned issue. The authors propose different solutions for the issue: M. Stampfer and M. Käsbauer focus on “advanced aftersale test routines”; J. Smith and S. Caruso want to introduce a database for all anomalies to provide additional information to the technicians. M. Willimowski and W. Lehle refer to M. Regenfuss and conclude that the issue requires improved On-Board Diagnostics as well as improved Off-Board Diagnostics [4]. All solutions have in common that additional information and guidance shall be provided to the workshop personnel.

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VKA’s and FEV’s approach is to add and improve on-board functionalities that support the workshop personnel to identify the faulty component, which leads to decreased repair costs. This improves customer satisfaction and lowers warranty costs, e.g. under the provisions of U.S. EPA’s regulations on Emission Warranty [5] or other customer warranties. State-of-the-art OBD systems consist of various diagnostic functions to identify various failures. Most of these diagnostics are required by law. In order to avoid false failure detection, diagnostics may be inhibited when a failure is detected: If the detected failure influences a diagnostic, it is deactivated as long as the failure is present. In contrast, the proposed strategy is to consider all the diagnostic results for the recognition of the fault causing the failure. Each fault causes a certain combination of diagnostic results which can then be analyzed to gain information about the likelihood of the possible faults. This additional information is provided to the workshop personnel for assistance in the fault identification and repair process.

2 Terminology The terms fault, failure and error are not unambiguous in a common use. Based on the norm ISO 26262 and UN ECE Regulation 83 the following terminology is introduced (Table 2.1). A fault is any abnormal condition in the system, which can cause a failure: the ability of the system to perform a certain function as required is terminated. The fault is the cause of a failure and needs to be repaired to restore the failed functionality. A failure causes errors in certain physical values. If these values are measured, the error can be determined and compared to a threshold. If the error exceeds during a valid measurement period (enable conditions) the threshold long or often enough (debouncing), it is considered to be a measurable and significant indication of the failure, which is called a symptom of the failure. A fault can cause multiple failures and each failure can cause multiple symptoms. For explaining the relationships between these terms, Figure 2.1 shows for an example of a simple engine setup, consisting of a four cylinder Diesel engine with single stage turbocharger, high pressure EGR and charge air cooling, possible faults causing the intake manifold pressure (p2) plausibility monitor to detect a failure1.

1 Please note that it depends on the point of view, whether an occurrence is a fault or a failure. From the perspective of the boost system, an abnormal behaviour of the turbocharger is a fault, which can cause the boost system to fail. From the perspective of the turbocharger, this abnormal behaviour is the failure, which in turn was caused by a fault, e.g. excessive wear.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

Table 2.1: Terminology, based on ISO 26262 [6] and UN ECE Regulation 83 [7] Term Fault Failure Malfunction

Error

Symptom Syndrome Diagnostic Diagnosis Monitor

Definition Abnormal condition that can cause an element or item to fail, i.e. that can cause a failure Termination of the ability of an element to perform a function as required Failure of an emission-related component or system that would result in exceeding the OBD threshold limits or in preventing the OBD system to fulfil the monitoring requirements Discrepancy between a computed, observed or measured value or condition, and the true, specified or theoretically correct value or condition. Measureable and significant indication of a failure Combination of symptoms, which is characteristic for a fault Process to identify a failure by analyzing known symptoms or syndromes Result of the diagnostic, ideally identification of a fault, but at least of a failure Functionality performing a diagnostic (e.g. software)

The p2 plausibility monitor observes the p2 error. In the following, an error is understood as the discrepancy between a measured value and a theoretically correct value. The measured value is gained directly from the p2 sensor. Instead of determining a theoretically correct value, a modeled reference value is generated, which is assumed to be correct, if all inputs are correct. It can be derived for example from maps or from physical models. In all cases additional measures are inputs to those models. In general failures can affect both, the measured and the reference value. This causes an error, if the model does not reproduce the influence of the failure. The reference value for the p2 plausibility monitor is usually based on the mass flow balance of air mass flow measured by the air flow meter (AFM), the EGR mass flow gained from an EGR model, and cylinder mass flow calculated from a filling model. The filling model can be solved for p2 where the cylinder mass flow is the sum of AFM and EGR mass flow. Thus, the function of the monitored element is to describe the correlations between the measured values correctly. If the p2 error becomes inappropriately high, this function is no longer performed as required and a failure is detected. Different faults can cause the p2 plausibility monitor to detect a failure, as shown in Figure 2.1. One fault is a defective p2 sensor, because the measured value will deviate from the correct reference value. But an error can also be caused by any fault affecting

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

the reference value, e.g. any leak disturbing the mass flow balance like a leak downstream compressor.

Figure 2.1:

Possible faults causing the p2 plausibility monitor to detect a failure

However, errors are no abnormal behavior; furthermore errors are a usual effect during each measurement process. Thus an error only needs to be considered as a symptom of a failure, if it is measurable and significant, for example inappropriately high. Therefore thresholds are defined to decide whether an error is significant. If the enable conditions for monitoring are fulfilled and the respective error exceeds its threshold for a certain minimum time or amount (so called debouncing), a symptom is detected and a failure is reported (“not OK” or “NOK” result). In this case, both the readiness status (meaning diagnostic was performed) and the failure status are set. Otherwise only the readiness status is set and it is assumed that the system is working correctly (“OK” result). A fault may also lead to conditions not suitable for a certain monitor to operate, thus this monitor is not able to report any result. A not working monitor is not a clear indication of a failure, because it can also be caused by other circumstances. However, it can become a symptom, if the fault prevents the diagnostics to evaluate during all circumstances. No result is therefore only considered as a symptom, if it is persistent.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

3 Conventional OBD System for Failure Identification A schematic of a conventional OBD system is shown in Figure 3.1. For simplification, only one monitoring function is shown in detail and enable conditions as well as debouncing strategies are neglected. Inputs to the monitoring function are the measured value (e.g. p2 sensor reading) and inputs to the reference value model (e.g. AFM reading). The measured and the reference values are subtracted to determine the error, which is then compared to a threshold. The threshold can also be a function of various inputs (e.g. a threshold map depending on engine speed and load). If the enable conditions are fulfilled and the absolute value of the error is greater than the threshold, a detected failure is reported to the conventional failure manager after debouncing.

Figure 3.1:

Schematic of a conventional OBD system

The conventional failure manager has four major tasks. The first task is a second stage of debouncing: A detected failure is stored as a pending failure in the failure manager, which needs a number of reoccurrences, before it becomes a confirmed failure. Healing procedures, i.e. deletion of a confirmed or pending failure, are also implemented in the failure manager. The second task is the management of the Malfunction Indicator Light (MIL): One Output is the request for MIL illumination, if legislation requires it for the occurrence of the actual confirmed failure. The third task is to provide all required information2 to allow for access with a generic scan tool, this includes the output of the diagnostic results and the readiness (i.e. whether and when did the last diagnosis occur) of the monitors. Additionally the failure manager can output OEM specific information, which cannot be accessed with a generic scan tool. The fourth task is the management of reaction strategies: Depending on calibration, the occurrence of a pending or a confirmed failure can trigger reactions like torque limitations. It also triggers the inhibition of monitoring functions, which are known to be affected by the detected failure. 2 CARB requires for example all information as defined in SAE Standards J1979

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

As explained in chapter 2, different faults can cause a monitor to detect a failure. A conventional OBD system is only able to detect failures, i.e. that a certain element is not performing its function as required; it cannot detect what causes this failure. A fault can in turn also cause multiple failures, as shown in Figure 3.2. To bring it back to the example from chapter 2, a p2 sensor fault can cause a failure in the correlation of the air mass flow balance. The air mass flow balance is used for checking the plausibility of the p2 sensor, but also for the plausibility check of the AFM. Additionally, the real boost pressure deviates from the measured one. This means that the functionality of adjusting the boost pressure to its demanded value cannot be performed as required any longer. However, this deviation is not measurable as long as the governor is not performing at the limits of its adapting values. For example, the p2 sensor reading is lower as the real value and the p2 setpoint is higher than the actual value, the boost governor would request to further close the VGT vanes. If those are already completely closed, a control deviation will remain. This can be detected by the monitor observing the boost governor.

Figure 3.2:

Failure identification in a conventional OBD system

Depending on the concept of monitoring the air-fuel-ratio sensor (Ȝ-sensor), a p2 sensor fault may also lead to a failure in the plausibility check of the Ȝ-sensor. Also other failures might be caused by this fault. The OEM’s highest priority for conventional OBD systems is to avoid false failure detection. It is assumed that results of diagnostics occurring after the first detected

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

failure are not trustworthy. Therefore the system uses inhibition strategies. Other diagnostics which are known or assumed to be affected by a certain failure are deactivated to avoid the entry of additional failures in the failure storage. As a consequence, only the first occurring failure detection is considered. In Figure 3.2 the first occurring failure detection is the result of the diagnostic B, which is in this example the AFM plausibility check. Under different circumstances diagnostic A, the p2 plausibility check, or at full load, the boost pressure governor monitor (diagnostic C) might have detected a failure before. This shows that a conventional OBD system cannot identify faults, due to the facts that a failure can be caused by different faults and that a fault can cause different failures. Thus, the task of identifying the faulty component needs to be done by the workshop personnel. The main information the technician gets is the DTC, which is provided via the scan tool, and the related workshop manual, additionally the owner’s description of the behavior of the vehicle and his own good judgment. The chance of identifying the faulty component strongly depends on the related DTC and the quality of the workshop manual, but also on the qualification of the technician. A lot of cases are known where this approach does not lead to the identification of the faulty part, but to useless replacement of OK components and thus unsatisfied customers. Jason Smith and Steve Caruso describe this issue and collected examples [2].

4 New Approach for Precise Fault Identification To provide additional information to the workshop technician and thus improve repair quality and customer satisfaction, VKA and FEV developed an approach to facilitate the identification of the faulty component. The approach uses the fact that a fault can cause multiple failures, which are apparent in multiple symptoms. The assumption that diagnostic results occurring after the first NOK result are not trustworthy is dropped. These results rather are assumed to be a typical phenomenon of the causing fault. Therefore, no inhibition strategies are used. Furthermore, all results achieved before the first symptom occurs, are considered as not trustworthy any longer. This is due to the fact that it is not known, whether the fault occurred before or after the diagnosis was made. Because it did not cause any NOK results before, it is assumed that the fault occurred immediately before the first NOK result. In other words, the system is considered to be OK before the first NOK result occurs. To return again to the example from chapter 2, Figure 4.1 shows in a simplification for the two faults “p2 sensor offset” and “AFM offset” the failures, errors and symptoms they may cause. Both measures are inputs to the air mass flow balance, which is used for both the p2 sensor and the AFM plausibility check (diagnostic A and B delivering NOK results). As explained above, a p2 sensor offset can cause the boost pres-

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sure governor monitor to detect a failure, if it operates at the limits of its adjustment range (diagnostic C delivering NOK result). A high pressure EGR system is also part of the engine. A governor controls the EGR valve position to achieve a desired EGR mass flow. The reference value of the controller is the AFM reading, because the EGR mass flow is not measured directly. In this example, the controller can always meet its target in spite of the faulty p2 sensor (diagnostic D delivering OK result). For the faulty AFM reading in turn, the EGR governor is not able to meet its target in all operating points, so that diagnostic D delivers an NOK result. Meanwhile the boost pressure governor can always meet its target in spite of the faulty AFM reading (diagnostic C). Hence, both faults can be distinguished from each other by comparing the results of the diagnostics A to D.

Figure 4.1:

Fault identification in FEV’s advanced OBD approach

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

In general, the detected combination of diagnostic results is compared to known combination of diagnosis, which is the syndrome of the respective fault. It is not necessary to evaluate for each fault in detail, which failures it causes; it is sufficient to evaluate the syndromes. If the detected syndrome fits to the calibrated syndrome for one of the faults, the fault can be identified. The effort of identification increases with the number of different faults that shall be detectable; but adding additional diagnosis can simplify the process. It is obvious that all faults that shall be identifiable need to be tested during the calibration process to get knowledge of the system’s reactions.

5 Implementation of Model-Based Diagnostic System with Fault Identification 5.1 Adaption of OBD Functional Structure The approach was applied to faults in the air path, but can be used in general for all systems. Figure 5.1 shows a simplified schematic of the adapted functional structure. There are three major differences to the conventional OBD system. The first difference is the use of global air path models instead of using local models in each monitor. These air path models are physical models rather than map based. The advantage of this approach is that the physical dependencies between the different measures are correctly modeled. Therefore faulty sensor values lead (e.g. air mass flow) to changes in the modeled values of other measures (e.g. boost pressure) which causes a higher amount of symptoms, what in turn leads to a more reliable fault identification. This allows for the detection of leaks: The leakage mass flow is not considered in the modeled values, therefore modeled and measured values are affected in different manners, which leads to additional symptoms.

Figure 5.1:

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Schematic of FEV’s advanced OBD system for identification of air path related faults

Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

The second feature is the omission of inhibition strategies. As explained above, this is necessary to gain additional information about the system’s behavior and to perform multiple diagnoses. This does not affect any engine protection or safety related failure reactions like default or limp-home mode. To ensure the same behavior of the failure manager as in the conventional system, the well-known inhibition matrix is used to filter the information, so that the output of the failure manager is the same. The third and major difference is the Fault Identification System. The Fault Identification System consists of two subsystems: the Readiness Manager and the Fault Ranking System. The diagnoses of different types of diagnostics can be fed into the Fault Identification System: Ɣ Plausibility checks, which compare a measured value to a reference value; Ɣ Control deviation monitors, which compare the actual value of a controlled variable to its setpoint value; Ɣ Time to control monitors, which check whether a governor begins to control within a manufacturer specified time interval; Ɣ Any other monitor, which result is affected by more than one fault. The use of diagnostic results which already identify the causing faults perfectly like electrical diagnostics (e.g. open circuit, short to ground), communication diagnostics (e.g. CAN communication lost) or sensor comparison checks prior to engine start (e.g. all pressure sensors readings similar), does not add information and is therefore not useful. The Readiness Manager stores the latest results of the diagnostics and when they were obtained, i.e. reported readiness. This information is stored at the end of the driving cycle into the EEPROM, and at the beginning of the next driving cycle the information is again obtained from there. As soon as the first diagnostic delivers a NOK result, all older results are discarded, because they might have been obtained before the fault occurred as explained in chapter 4. NOK results are stored as long as they are not healed. Therefore the fault identification information can be used over multiple driving-cycles. The Fault Ranking System evaluates the combination of OK and NOK results with known combinations of faults. It evaluates the actual fraction of matching results with each of the known combinations and the maximum fraction of possible future matching results. It is considered that for continuously monitoring diagnostics, an OK result can become a NOK result, while a NOK result is assumed to be persistent, because it is an indication of a fault. This information is used to set up a ranking of the faults indicating the likeliness of the fault causing the respective system’s failures.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

5.2 Verification The implemented system was tested in a vehicle with an inline-four cylinder Diesel engine with two-stage turbocharger, cooled high and cooled low pressure EGR, and charge air cooling. For the Fault Identification System, 20 diagnostics were considered, where too high positive and too high negative errors are regarded as two separate diagnostics (e.g. p2 sensor inappropriate high and p2 sensor inappropriate low are two different diagnostics). Four diagnostics are control deviation monitors (Boost pressure high and low, EGR flow high and low), the other 16 diagnostics are plausibility checks. The calibration of the diagnostics was adapted to tighter thresholds and extended enabling conditions than in a conventional system. In a conventional approach the diagnostics are calibrated to avoid interactions with other diagnostics if possible, so that less inhibition strategies are necessary. This is beneficial because it causes more symptoms on the one hand and allows for detection of malfunctions considering tighter future OBD threshold limits. The vehicle was operated for each implemented fault and for the OK system in the New European Driving Cycle (NEDC). The results were then used for offline calibration of the system. In total 15 faults were introduced into the system and the system reactions were observed during testing. Figure 5.2 shows a table of the observed symptoms for the different faults. The OK system, which is the system without any faults, is also shown, and it can be seen that it causes only OK results. Six diagnostics do not detect a NOK result for any of the regarded faults (1, 5, 7, 9, 10, 20). Fault 14 causes the system to operate in a way, where the enable conditions of diagnostic 11 and 12 are not fulfilled any longer. The faults 4 and 8 have the same syndrome, and can thus not be distinguished from each other. To resolve this issue, additional diagnostics need to be implemented to generate further symptoms. These need to be designed in a way that the syndromes of both faults differ from each other. This can be done by taking the magnitude of threshold exceedance (e.g. fault 4 leads to a large exceedance but fault 8 to a small exceedance) or the operating area (e.g. fault 4 occurs in idle and fault 8 occurs at highway speed) into account.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

Figure 5.2:

Observed combinations of diagnostic results for the implemented faults

The ranking of the different regarded faults at the end of the driving cycle is shown in Figure 5.3. The columns identify the rank of the regarded fault, in the rows different tests are listed, in which the respective faults were implemented. For example, fault 1 was implemented (line 1), which is identified by the Fault Ranking System with ranking fault 1 on the first position. Fault 2 is ranked on position 2, fault 3 and 9 on position 3, fault 7 on position 5, and so on. All faults can be identified unambiguously except for fault 4 and 8, which have the same syndrome.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

Figure 5.3:

Ranking of identified faults for the different implemented faults

The evaluation of the diagnostic results is done continuously, so when the vehicle is brought into the workshop and not all diagnostics did report a result yet, anyhow the technician can be provided with the current ranking of possible faults. Depending on the recent ranking and readiness of the diagnostics, the technician can decide under consideration of the Information output from the system and the workshop manual, to further operate the vehicle to gain additional diagnostic results and thus improve the quality of fault identification or to perform additional off-board diagnostics.

6 Summary and Outlook State-of-the-art OBD systems identify failures; the task of identifying the causing fault is done by the workshop personnel. This leads often to false conclusions and replacements that do not repair the fault. To support the technician, VKA and FEV proposed a new approach to provide additional information based on On-Board Diagnostic functions. VKA’s and FEV’s approach uses the fact that each fault leads to a specific combination of diagnostic results. By analyzing those combinations and comparing it to known syndromes of faults, a ranking is calculated, indicating the likeliness of the listed faults to cause the failure. This information is provided to the workshop personnel as guidance on which components to check and eventually to repair.

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Improved Fault Recognition for Model-Based Diagnostic Systems

VKA and FEV showed that the strategy is able to distinguish several faults, as long as the syndromes are unique. For further improvement, additional diagnostic functions can be implemented for more detailed information, for example to consider the degree of threshold exceedance or the operating area. Further faults can be considered in the function to better reflect real-world fault situations. Furthermore, this information can be used to determine which actions shall be taken next. The analysis of the actual combination and the comparison to known combinations allows determining which diagnostic should be performed next, which routines to trigger or how to operate the vehicle and to provide that information to the technician. In combination with improved workshop manuals and training of the technicians, this strategy enables for better fault identification, repair and customer satisfaction.

7 Literature 1. M. Stampfer, Dr. M Käsbauer (Continental Automotive GmbH), Advanced Fuel Injection System Tests for the Service and Workshop, SAE 2012 On-Board Diagnostics Symposium, SAE International, Anaheim, CA, USA, 2012 2. J. Smith (Consultants for Auto Repair Services), S. Caruso (OBD2Training.com), Loopholes to Logic: OBD2 Anomalies from a Service Perspective, SAE 2014 OnBoard Diagnostics Symposium, SAE International, Anaheim, CA, USA, 2014 3. M. Regenfuss (California Air Resources Board), CARB Light-Duty OBD Regulation Update, SAE 2014, On-Board Diagnostics Symposium Europe, SAE International, Stuttgart, Germany, 2014 4. Dr. M. Willimowski, Dr. W. Lehle (Robert Bosch GmbH), OBD and Service Diagnostics for Powertrain Systems – A Comprehensive Approach 5. Office of Transportation and Air Quality, United States Environmental Protection Agency, Emission Warranties for 1995 and Newer Cars and Trucks – Question and Answers, Ann Arbor, MI, USA, 2009 6. International Organization for Standardization, ISO 26262: Road Vehicles – Functional Safety – Part 1: Vocabulary, 2011 7. Economic Commission for Europe of the United Nations, Regulation No. 83: Uniform provisions concerning the approval of vehicles with regard to the emission of pollutants according to engine fuel requirements, Annex 11, 2011

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb Chris Louen, AKS Universität Duisburg-Essen, [email protected] Steven X. Ding, AKS Universität Duisburg-Essen, [email protected] Ingolf Pietsch, Ingenieurgesellschaft Auto und Verkehr GmbH, [email protected] Steffen Zwinzscher, Ingenieurgesellschaft Auto und Verkehr GmbH, [email protected]

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

1 Einleitung Seit vor über 40 Jahren die ersten Grenzwerte für den maximalen Ausstoß von Emissionen eines Autos in Kalifornien erlassen wurden, sind in vielen anderen Ländern ebenfalls Begrenzungen eingeführt worden. Diese werden schrittweise verschärft und besonders streng sind die kalifornischen und europäischen Vorschriften. In den neusten europäischen Vorgaben beziehen sich die Grenzwerte für Ottomotoren auf Kohlenstoffmonoxid CO, Kohlenwasserstoffe HC, Stickstoffoxide NOx und Feinstaubpartikel PM, welche neu dazu gekommen sind [1]. Durch Reduzierung der Roh-emissionen sind die Vorgaben nicht zu erreichen und deshalb ist eine Abgasnachbehandlung nötig. Der Drei-WegeKatalysator (DWK) ist bei Ottomotoren die wichtigste Komponente für die Abgasnachbehandlung. Durch thermischen und chemischen Stress (Alterung) verliert der DWK an Wirksamkeit, was eine kontinuierliche Überwachung des DWK Zustands notwendig macht. Der Gesetzgeber schreibt solch eine kontinuierliche Überwachung für alle emissionsrelevanten Bauteile vor. In modernen Motorsteuergeräten (MSG) liegt der Anteil der Diagnose- und Überwachungsfunktion bei über 40% [2]. Für eine optimale Konvertierung der Emissionen muss allerdings das stöchiometrische Luft/Kraftstoff-Gemisch Ȝ = 1 eingestellt werden. In Abb. 1 ist schematisch ein typischer Abgasstrang dargestellt. Es befinden sich mit den zwei Lambdasonden nur wenige Sensoren im Abgasstrang. Eingesetzt werden zum einen eine Breitbandlambdasonde (LSU) vor dem Katalysator, die das Gemisch über einen großen Arbeitsbereich anzeigt, und zum anderen eine Sprungsonde (LSF) hinter dem Katalysator, die einen Spannungssprung bei Ȝ = 1 hat und für Änderungen im fetten oder mageren Gemisch nur kleine Differenzen in der Spannung aufweist. Manchmal wird die LSF allerdings auch vor dem Katalysator eingesetzt. Die Wahl der Sensoren hat dabei vor allem regelungstechnische Gründe.

Abb. 1: Schema eines typischen Abgasstrangs

On-Board-Diagnose (OBD) Verfahren die auf anderer Sensorik beruhen, wie sie in [3] und [4] zu finden sind, spielen wegen den damit verbundenen zusätzlichen Kosten kaum eine Rolle für den Einsatz in Serienfahrzeugen. Auch komplexe analytische

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

Modelle sind wegen des hohen Ressourcenbedarfs wenig geeignet. Damit eignen sich für den Serieneinsatz nach heutigem Stand nur Verfahren, die sich mit der Sensorik für die Regelung begnügen. Das wird bestätigt durch die in heutigen Fahrzeugen eingesetzten Fehlerdiagnosen, die zum größten Teil durch die vorhandene Sensorik den Katalysator auswertet. Diese beruhen oftmals auf der Auswertung der Sauerstoffspeicherfähigkeit (SSF) des Katalysators, die mit den Konvertierungseigenschaften korreliert. Im normalen Fahrbetrieb werden die Veränderungen des O2 vor dem Katalysator durch den Sauerstoffspeicher abgefangen. Dadurch ist die Auswertung der Reaktion des DWK auf eine kleine Veränderung durch eine Lambdasonde nahezu unmöglich. Deswegen beruhen die Diagnosen meist auf der Auswertung einer Systemantwort, basierend auf einer extra für die Diagnose erzeugten Anregung [5], die oftmals auch noch an viele Bedingungen geknüpft ist. In diesem Beitrag wird eine passive OBD im Schubbetrieb auf Basis einer EinKlassen-Support Vektor Maschine (1K-SVM) vorgestellt, die zur Vermeidung von zusätzlicher Sensorik ebenfalls auf der Auswertung der SSF basiert. Dafür werden zuerst einzelne Phasen des Schubbetriebs durch einen Merkmalsvektor beschrieben. In der Applikation wird anschließend mit einem Grenzkatalysator (GK) eine Trennfläche gefunden, die den GK von Katalysatoren mit größerem Sauerstoffspeicher trennt. Erweitert wird die Diagnose mit einer Bestimmung der aktuellen Alterung. Hierfür wird die Distanz eines Messpunkts zur Trennfläche als Indikator verwendet. Der Beitrag ist wie folgt organisiert. Im nächsten Abschnitt 2 wird die Motivation und Problemformulierung der Katalysatordiagnose beschrieben. Gefolgt von einer Einführung in die Theorie der 1K-SVM in Abschnitt 3. Abschnitt 4 präsentiert die einzelnen Teile der neuen DWK-OBD, die Merkmalgenerierung, Fehlerdetektion und Zustandsberechnung. Die Wirksamkeit der neuen Diagnose wird in Abschnitt 5 an Messdaten verschiedener Fahrzeuge gezeigt. Zum Abschluss sind die wichtigsten Ergebnisse im Abschnitt 6 zusammengefasst.

2 Motivation und Problemformulierung Auch wenn heutige OBDs des DWKs die gesetzlichen Vorgaben erfüllen und ihre Wirksamkeit unter Beweis gestellt haben gibt es einen großen Nachteil. Die Diagnosen greifen aktiv in die Motorsteuerung ein, was eine Beeinflussung anderer Funktionen im MSG mit sich bringt. Bei verschiedenen anderen Diagnosen würde der Einfluss zu einem Fehlalarm führen. Um dies zu vermeiden dürfen die OBDs nicht gleichzeitig laufen, was eine Koordinierung nötig macht. Erschwert wird eine Koordinierung durch die wenigen geeigneten Zeitfenster, in denen die Randbedingungen der OBDs erfüllt werden. Zusätzlich bedeutet die Anregung eine Abweichung von den optimalen Konvertierungsbedingungen und führt somit zu zusätzlichen Emissionen. Weshalb oftmals die

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

DWK-OBD abgebrochen wird, wenn die SSF den Wert des GK überschritten hat. Damit ist eine Bestimmung des aktuellen Zustands unmöglich. Hinzu kommen die zahlreichen Randbedingungen für die OBD, die in der Applikation künstlich hergestellt werden müssen. Andere Verfahren scheitern meist an den benötigten Ressourcen für die Umsetzung oder an den Kosten für zusätzliche Sensorik, wie eingangs erläutert. Um die zuvor genannten Probleme zu lösen, wird in diesem Beitrag ein passives DreiSchritt-Verfahren vorgestellt, das den Schubbetrieb und das anschließende Katalysator-Ausräumen mit einer 1K-SVM analysiert. Da der Schub im normalen Betrieb häufig auftritt, reichen die Messungen einiger normalen Fahrten mit einem verbauten GK für die Applikation der DWK-OBD aus. Diese können auch durch die Wiederverwertung anderer Messungen gewonnen oder selbst wiederverwertet werden. Die neue DWK-OBD besteht aus der Merkmalgenerierung, Fehlerdetektion und Zustandsbestimmung des DWKs. Das Verfahren zeichnet in erster Linie seine Einfachheit, die eine ressourcenschonende Implementierung im MSG und die Auswertung natürlicher Anregungen des Sauerstoffspeichers (passive Diagnose) ermöglicht. Wie in heutigen OBDs des DWKs üblich werden Messdaten für die Applikation gebraucht. Die aber zum einen nur mit einem GK eingefahren werden müssen, auch wenn Messdaten mit einem neuen (NK) oder gealterten Katalysator zur Überprüfung der Funktionsfähigkeit hilfreich sind. Zum anderen sind keine teuren Vermessungen an einem Prüfstand nötig, da nur Messdaten aus normalen Fahrten für die Applikation benötigt werden, die auch auf der Straßen eingefahren werden können.

3 Ein-Klassen-Support Vector Machine Der folgende Abschnitt gibt eine Zusammenfassung über die mathematische Interpretation der von Schölkopf u.a. entwickelten 1K-SVM [6], die eine Modifikation der von Boser u.a. entwickelten Support Vector Machine (SVM) [7] ist. Viele datenbasierte Methoden minimieren das empirische Risiko, wie z.B. Neuronale Netzwerke. Die 1K-SVM hingegen minimiert das strukturelle Risiko, was in einer hohen Generalisierbarkeit resultiert.

Abb. 2: Soft Margin Ein-Klassen-Support Vector Machine

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

Es handelt sich um eine datenbasierte Methode zur Erkennung von Ausreißern, die das in den Trainingsdaten vorhandene Prozesswissen in eine Trennfläche (w,ȡ) transformiert. Dabei werden die Trainingsdaten mit einer Trennfläche vom Ursprung getrennt, die den größtmöglichen Abstand zu diesem hat. Hierbei sind w = (w1,…,wm)T ein Gewichtungsvektor und ȡ ein Grenzwert, der eine parallele Verschiebung der Trennfläche zu sich selbst bewirkt. Störungen und Rauschen in den Trainingsdaten können die Performanz der 1K-SVM deutlich verschlechtern. Die Abb. 2 zeigt ein Beispiel mit einem Ausreißer in den Trainingsdaten (grün). Die Daten der nicht zur Klasse gehörenden Datenpunkte (rot) sind im Training nicht verfügbar und nur für ein besseres Verständnis dargestellt. Ein Ausreißer zeichnet sich dadurch aus, dass dieser nicht in den für die Klasse gesetzten Grenzen (wTxi • ȡ) liegt. Die so genannte Soft Margin 1K-SVM lässt einzelne Trainingsdaten außerhalb der Klassengrenzen zu und kann so den Einfluss einzelner Ausreißer verringern. Dafür wird die so genannte Max Margin 1K-SVM erweitert zu ௟ ͳ ͳ ԡ‫ܟ‬ԡଶ ൅ ෍ ߦ௜ െ ߩ ߥ݈ ʹ ௜ୀଵ ‫ ܟ‬୘ ‫ ܠ‬௜ ൒ ߩ െ ߦ௜ ǡ ߦ௜ ൒ Ͳǡ ݅ ൌ ͳ ǥ ݈

‹

‫ܟ‬ǡ૆ǡఘ

•‘†ƒ••

(1)

n

wobei xi ‫א‬Թ den ݅-ten Eingangsvektor mit n Messgrößen, Ȟ den Kompromiss zwischen Struktur und Genauigkeit und Ɍ‹ die Schlupfvariable sind. Die Schlupfvariable enthält die Distanz zur Trennfläche für Punkte außerhalb der Klassengrenzen. Im Fall von Ȟ = 0 ist das Ergebnis der Soft und Max Margin SVM identisch. Das in (1) gegebene primäre Problem kann durch ein korrespondierendes Lagrange Problem ersetzt werden, welches durch Ableitung in Bezug auf die Variablen w,ȡ,ȟ und Einsetzen der Ergebnisse in das Lagrange Problem in eine einfacher zu lösende duale Form überführt werden kann. Das duale Optimierungsproblem wird beschrieben durch



‹ હ

•‘†ƒ••

ͳ ௟ ෍ ߙ ߙ ‫ ܠۃ‬ǡ ‫ۄ ܠ‬ ʹ ௜ǡ௝ୀଵ ௜ ௝ ௜ ௝ ௟

෍

ߙ௜ ൌ ͳ ǡ Ͳ ൑ ߙ௜ ൑

௜ୀଵ

(2) ͳ ߥ݈

(3)

welches nur noch von Į, den Lagrange-Multiplikatoren, abhängt. Der Gewichtungsvektor w wird direkt aus dem dualen und die Verschiebung ȡ aus dem primären Problem berechnet durch ‫ܟ‬ൌ෍

௜‫ࣰ࣭א‬

ߙ௜ ‫ ܠ‬௜ ǡ ߩ ൌ

‹

ଵ ௜‫א‬ቄࣰ࣭ȁఈ೔ ழ ቅ ఔ௟

‫ ܟ‬୘ ‫ ܠ‬௜ ǡ ࣰ࣭ ൌ ൜݅ฬͲ ൏ ߙ௜ ൑

ͳ ൠ ߥ݈

(4)

wobei die Menge ࣰ࣭ die Indizes aller Support Vektoren (SVs) enthält. Dabei gilt für die Ausreißer unter den SVs Įi = 1/Ȟl. Durch

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

‫ݕ‬ො௜ ൌ •‰ሺ‫ ܟ‬୘ ‫ ܠ‬௜ െ ߩሻ ൌ ቊ

െͳ ǡ ™‡ ‫ ܠ ܂ ܟ‬௜ ൏ ߩ ͳ ǡ ™‡ ‫ ܠ ܂ ܟ‬௜ ൒ ߩ

(5)

wird mit ǔi ‫{ א‬-1,1} der Datenpunkt xi der Klasse ǔi = 1 oder den Ausreißern ǔi = -1 zugeordnet. Alle vorangegangenen Ergebnisse bezogen sich auf Probleme mit einer linearen Hyperfläche zur Trennung der Klasse von den Ausreißern, doch oftmals ist eine nichtlineare Hyperfläche in realen Problemen besser geeignet. Das lineare Problem lässt sich durch die Einführung einer Kernelfunktion in ein nichtlineares überführen, welche eine implizite Transformation in einen höherdimensionalen Raum darstellt. Die Optimierung (2) wird geändert zu ͳ ௟ ‹  ෍ ߙ ߙ ‫ܭ‬൫‫ ܠ‬௜ ǡ ‫ܠ‬௝ ൯ હ ʹ ௜ǡ௝ୀଵ ௜ ௝

(6)

wo die Kernelfunktion durch K(xi,xj) dargestellt ist und die Nebenbedingungen (3) unverändert bleiben.

4 Drei-Wege-Katalysator On-Board-Diagnose

Abb. 3: Schema der neuen OBD für den Drei-Wege-Katalysator

In Abb. 3 ist das Schema der neuen DWK-OBD abgebildet. Wie bereits erwähnt wird die Diagnose in eine Trainings- und OBD-Phase unterteilt. Die Trainingsphase findet offline statt und dient dem Finden der optimalen Trennfläche zwischen akzeptablem und inakzeptablem DWK, wobei diese nur anhand von Messdaten des GK gefunden wird. Die ODB-Phase stellt die eigentliche Nutzung da. Die durch das Training gewonnene Hyperfläche wird auf dem MSG hinterlegt und mit aktuellen Daten verglichen. In den nächsten drei Teilen des Abschnitts werden die Hauptkomponenten der Diagnose erläutert, i) die Merkmalgenerierung, ii) die Fehlerdetektion und iii) die Zustandsbestimmung des Katalysators.

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

4.1 Merkmalgenerierung Die Merkmalgenerierung ist im Training und der OBD identisch. Sie dient der Extraktion der DWK Alterung als Merkmalsvektor mit fester Größe. Wie bereits zuvor erwähnt, werden die Merkmale im Schubbetrieb und beim Katalysator-Ausräumen erzeugt, um diese natürliche Anregung der SSF für eine Bewertung zu nutzen. In Abb. 4 ist der vereinfachte Verlauf der relativen Sauerstoffspeicherung (RSS), des Gemischs ȜvK vor dem DWK und der Spannung (LSF) UnK nach dem DWK gezeigt. Im stöchiometrischen Betrieb Ȝ = 1 bleiben alle Größen konstant. Bei einem Schub wird die Kraftstoffzufuhr gestoppt und reine Luft (21% O2) strömt durch den DWK, wodurch ȜvK ›› 1 wird und der Sauerstoff den Sauerstoffspeicher füllt (Phase: Eintrag). Das Ende der Phase kann durch einen Sprung in UnK detektiert werden. Während der restlichen Dauer des Schubs ist der Speicher voll und deswegen für eine OBD nicht nutzbar. Nach einem Schub wird in vielen Fällen der Speicher bis zum erneuten Sprung in UnK entleert (Phase: Ausräumen).

Abb. 4: Vereinfachter Verlauf der wichtigsten Signale während des Schubs und die Aufteilung in Phasen

Die Dauer des Eintrags und Ausräumens ist dabei von der SSF und Randbedingungen, wie dem Massenstrom ‫ۦ‬K durch den Katalysator, abhängig. Deswegen müssen die Randbedingungen bei der Auswertung mit berücksichtigt werden. Für die datenbasierte Auswertung ist zudem ein Merkmalsvektor mit fester Größe nötig, was in [8] durch die Darstellung einzelner Phasen als ein Objekt gelöst wird. Der Merkmalsvektor für den Eintrag und das Ausräumen ist durch die Phasendauer und die Mittelwerte der wichtigsten Einflussgrößen während der Phase gegeben. Bei einer Implementierung im MSG ist eine rekursive Berechnung besser geeignet, die zum Beispiel für den Massenstrom ‫ۦ‬K durch Gleichung ͳ ഥሶ ୏ ሺ݇ െ ͳሻ ൅ ቀ݉ሶ୏ ሺ݇ሻ െ ݉ ഥሶ ୏ ሺ݇ െ ͳሻቁǡ ݇ ‫࣪ א‬ ഥሶ ୏ ሺ݇ሻ ൌ ݉ ݉ ݇

(7)

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gegeben ist, wobei k der Abtastschritt, ࣪ die Menge aller Abtastschritte und mլժ K der Mittelwert des Massenstroms in der aktuellen Phase sind. Damit frühere Phasen keine Auswirkung auf das Ergebnis der aktuellen Phase haben, wird zu Beginn einer Phase die Berechnung durch mլժ K (1) = ‫ۦ‬K (1) zurückgesetzt. Das Ergebnis ist ein Merkmalsvektor mit fester Größe und einem von der Alterung des DWK abhängigem Datenmuster, welches durch eine nichtlineare Hyperfläche eine Trennung des akzeptablen und inakzeptablen DWK ermöglicht.

4.2 Fehlerdetektion Die 1K-SVM wird bei ihrer üblichen Nutzung durch Daten des akzeptablen (fehlerfreien) Systems angelernt. Daraus wird eine Trennfläche gewonnen, die zwischen dem akzeptablen und inakzeptablen System unterscheiden kann. Dafür werden alle Schübe des akzeptablen Systems mit der Trennfläche vom Ursprung getrennt. Schübe die näher als die Trennfläche am Ursprung sind werden als inakzeptabel gewertet. Ein Beispiel für die Umsetzung in der Fehlerdetektion ist in [9] gegeben. Bei der DWK-OBD würde zur Applikation ein stark gealterter DWK gebraucht, der aber noch akzeptabel ist. Dieser ist oftmals zu diesem Zeitpunkt nicht verfügbar ist. Verfügbar sind zuerst oft nur Messungen mit einem NK und einem GK, der den besten durch die OBD als fehlerhaft anzuzeigenden DWK darstellt. Da das durch die Messdaten vorhandene Prozesswissen nicht ausreicht das Datenmuster des akzeptablen oder inakzeptablen Katalysators komplett zu beschreiben, aber der Rand des inakzeptablen Katalysators bekannt ist, wird für die in diesem Beitrag vorgestellte Diagnose die inakzeptable Komponente durch die 1K-SVM beschrieben. Dabei wird für eine optimale Trennung eine nichtlineare Trennfläche mit einer Polynom-Kernelfunktion 3.Ordnung ‫ܭ‬൫‫ ܠ‬௜ ǡ ‫ܠ‬௝ ൯ ൌ ൫‫ ܠۃ‬௜ ǡ ‫ܠ‬௝ ‫ ۄ‬൅ ͳ൯ଷ eingesetzt. Der Kernel hat den Vorteil, dass auch ein Leerrohr und andere Katalysatoren, die schlechter als der GK sind, sicher als Fehler erkannt werden. Außerdem ist der Kernel für eine geringe Anzahl an Trainingsdaten geeignet, was eine Reduzierung des Applikationsaufwands ermöglicht.

Abb. 5: Vereinfachte Darstellung der Daten vor (links) und nach (rechts) der Ursprungsverschiebung.

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In Abb. 5 wird ein Problem dargestellt, dass sich hinsichtlich der Auswertung des Merkmalsvektors mit der 1K-SVM ergibt. Die GK Daten liegen näher am Ursprung als die eines besseren DWKs und somit werden beide vom Ursprung getrennt. Deswegen wird eine Verschiebung des Ursprungs vorgeschlagen. Dafür werden nur die Datenpunkte des GK und grundlegende physikalische Zusammenhänge genutzt. Da die zu erwartende Ausräumdauer eines GK bei gleichen Bedingungen kürzer ist als bei einem neuen Katalysator wird der Ursprung zur maximalen Ausräumdauer der Trainingsdaten verschoben und durch Multiplikation mit െͳ wieder in den ersten Quadranten gebracht, was mit ȟ‫ݐ‬ሺ݅ሻ ൌ െ ൬ȟ‫ݐ‬ሺ݅ሻ െ ƒš ȟ‫ݐ‬ሺ݆ሻ൰ ௝‫א‬ሾଵǡ௟ሿ

(8)

berechnet werden kann. Für die Einflussgrößen wird die Verschiebung abhängig von der Wirkung auf die Phasendauer durch െ ൬‫ݔ‬ҧ ሺ݅ሻ െ ƒš ‫ݔ‬ҧ ሺ݆ሻ൰ ǡ ™‡ ȟ‫ݐ‬ሺ‫ݔ‬ҧ ሻ ՝ ௝‫א‬ሾଵǡ௟ሿ ‫ݔ‬ҧ ሺ݅ሻ ൌ ቐ ‫ݔ‬ҧ ሺ݅ሻ െ ‹ ‫ݔ‬ҧ ሺ݆ሻ ǡ ™‡ ȟ‫ݐ‬ሺ‫ݔ‬ҧ ሻ ՛

(9)

௝‫א‬ሾଵǡ௟ሿ

berechnet, wobei Ĺ und Ļ für monoton steigend bzw. fallend im betrachteten Intervall von xթ stehen. Die Multiplikation mit -1 in Gleichung (8) und (9) bringt die Daten zurück in den ersten Quadranten, ist für die eigentliche Lösung jedoch nicht relevant.

4.3 Bestimmen des Katalysatorzustands Die Bestimmung der Alterung aus der SVM ist nur in wenigen Veröffentlichungen thematisiert. Hierzu gehört die Erstellung von mehreren Zwei-Klassen-SVMs die immer zwei benachbarte Alterungsstufen vergleichen [10]. Dabei durchläuft das System nacheinander alle Stufen und schätzt auf dieser Grundlage den weiteren Verlauf. Ein Problem für den Einsatz in der DWK-OBD ist die fehlende Verfügbarkeit der unterschiedlichen Altersstufen im Training. Alternativ wird in [11] vorgeschlagen eine 1KSVM mit dem NK System zu trainieren und die Rate der Ausreißer in einem vorgegebenen Intervall als Indikator für den Zustand zu nutzen. Bei dem DWK ist eine Veränderung in der Ausreißerrate nur bei stark gealterten Katalysatoren zu beobachten. In [12] wird die Distanz des Datenvektors zur Trennebene in der Zwei-Klassen-SVM als Indikator für den Zustand genutzt, die mit der Alterung immer kleiner wird. Diese Methode wird in dieser Arbeit auf die 1K-SVM übertragen und als Indikator für die Alterung des DWK verwendet. Abb. 6 zeigt die Distanz zur Trennlinie im linearen Fall für einen Datenpunkt einer gealterten Komponente. Außerdem ist beispielhaft der Unterschied in der Distanz für

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

neue und gealterte Komponenten dargestellt. Die Gleichung zur Berechnung der Distanz eines Datenvektors xi zur Trennfläche der 1K-SVM ist gegeben durch ݀௜ ൌ ෍

௝‫ࣰ࣭א‬

ߙ௝ ‫ܭ‬൫‫ ܠ‬௜ ǡ ‫ܠ‬௝ ൯ െ ߩǤ

(10)

Die Berechnung der Distanz ist Teil der Gleichung (7) mit genutzter Kernelfunktion. Die Interpretation ist, dass das Muster eines neuen DWK durch die Alterung dem Muster eines GKs immer ähnlicher wird und deswegen die Distanz zu der Trennfläche kleiner wird. Da in diesem Beitrag die positive Klasse durch den GK gegeben ist, hat ein neuer DWK eine große negative Distanz, die sich langsam gegen Null bewegt.

Abb. 6: Beispiel für die Änderung der Distanz in einer linearen 1K-SVM

5 Ergebnisse der neuen Diagnose In dem folgendem Abschnitt wird die Wirksamkeit der zuvor präsentierten DWKOBD anhand der Ausräumphase verschiedener Fahrzeuge gezeigt. Begonnen wird mit einem Fahrzeug mit 12-Zylindern, das eine LSU vor und eine LSF hinter dem DWK verbaut hat. Trainiert wird die 1K-SVM mit den Schüben eines GKs aus je einem europäischen und kalifornischen Abgastest Fahrzyklus. Dabei beträgt die gesamt Fahrzeit des Trainings 50 min und es sind 26 Schübe enthalten. Für die Validierung stehen insgesamt 485 Schübe aus Straßenfahrten und Fahrzyklen für einen NK, ADP (gealtert) und GK zur Verfügung. In Abb. 7 ist das Ergebnis für den Fall dargestellt, nach dem die Datenpunkte skaliert wurden und der Ursprung anschließend verschoben wurde. Der betrachtete Merkmalsvektor in dem Beispiel besteht aus der Ausräumdauer ȟ– und dem Mittelwert des Massenstroms während des Ausräumens mլժ K,A. Jede der schwarzen Linien hat eine konstante Distanz zur Trennlinie (Linie mit Distanz 0). Schon mit dieser kleinen Trainingsgröße und dem reduzierten Merkmalsvektor wird jeder der Validierungsschübe richtig eingeordnet und die Trennlinie wird durch nur 3 Support Vektoren (SVs) beschrieben. Die Veränderung der Distanz durch die Alterung ist ebenfalls deutlich sichtbar, auch wenn diese eine Abhängigkeit vom Massenstrom zeigt. Dies nimmt mit zunehmender Alterung ab und kann durch zusätz-

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liche Einflussgrößen verringert werden. Außerdem ist die Alterung im Normalfall ein langsamer Prozess und über die Betrachtung mehrere Schübe kann die Variation nochmal verringert werden.

Abb. 7:Datenmuster von einem neuem, ADP und GK mit dem 2D-Merkmalsvektor ‫ ۯܕ‬ൌ ഥሶ ۹ǡ‫ ۯ‬൧‫ ܂‬nach Skalierung und Ursprungsverschiebung für ein Fahrzeug mit 12 Zylindern ൣઢ‫ܕ ۯ ܜ‬

Bei dem zweiten Fahrzeugtyp ist als Sensorik ebenfalls eine LSU/LSF Kombination verbaut und eine 4-Zylinder Maschine. Für das Training sind 55 Schübe aus Straßenfahrten (ca. 80 min) verwendet worden. Die Validierung konnte mit 863 Schüben verschiedener Straßenfahrten durchgeführt werden. Mit dem Merkmalsvektor aus Ausräumdauer ȟ–, Massenstrom mլժ K,A, Lambda ߣҧvK,A und Temperatur Tժ nK,A wurde nur ein Schub des GK falsch einsortiert (0,52%). Der dritte Fahrzeugtyp hat sowohl vor als auch nach dem DWK eine LSF und eine 3-Zylinder Maschine. Der damit einhergehende Informationsverlust wirkt sich gleich mehrfach auf die OBD aus. Zum einen direkt und zum anderen über die Regelung des Ausräumens, die nicht mehr die gleiche Güte liefern kann. Es wird der gleiche Merkmalsvektor, wie bei dem zweiten Fahrzeugtyp verwendet, lediglich das nicht mehr vorhandene Lambda ߣҧvK,A wird durch die Spannung der Sprungsonde Uժ vK,A ersetzt. Das Training wurde mit 126 Schüben aus Straßenfahrten (ca. 80 min) durchgeführt und mit 333 Schüben aus Straßenfahrten validiert. Dabei konnten NK und ADP richtig einsortiert werden. Bei dem GK wurden 1,25% falsch zugeordnet. Die Ergebnisse der neuen Diagnose für die drei Fahrzeugtypen sind in Tabelle 1 nochmal zusammengefasst. Es ist zu sehen, dass die Fehlerdetektion in allen drei Beispielen funktioniert hat und auch die Abhängigkeit zwischen Distanz und Alterung des DWK in allen drei Beispielen nachgewissen werden konnte. Zu den fälschlicherweise als fehlerfrei erkannten Schüben bei einem GK ist zu sagen, dass die hier gezeigten Ergebnisse für jeden einzelnen Schub gelten. Durch eine einfache 2 aus 3 Auswertung ist kein Fehler mehr zu beobachten.

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Tabelle 1: Anteil der falsch klassifizierten (engl. Misclassification Rate (MCR)) und der Mittelwert der Distanz für die verschiedenen Altersstufen Fahrzeuge LSU/LSF 12 Z LSU/LSF 4 Z LSF/LSF 3 Z

Neu DWK MCR Distanz 0% -22469 0% -70661 0% -29113

ADP DWK MCR Distanz 0% -13076 0% -36661 0% -18460

GK DWK MCR Distanz 0% 13942 0,52% 15058 1,25% 14206

6 Zusammenfassung In diesem Beitrag wurde eine neuartige passive DWK-OBD für den Schubbetrieb, basierend auf einer 1K-SVM vorgestellt. Dafür wurde ein aus der Merkmalgenerierung, Fehlerdetektion und Zustandsbestimmung bestehendes Verfahren entwickelt. In der Merkmalgenerierung wird der Schubbetrieb in Phasen unterteilt und die für die Diagnose interessanten Phasen (Eintrag/Ausräumen) vereinfacht durch die Dauer und den Mittelwert der größten Einflussgrößen mit einem Merkmalsvektor dargestellt. Mit den Merkmalsvektoren der Trainingsdaten eines GK wird für die Fehlerdetektion mit der 1K-SVM eine Trennfläche gefunden, die den GK von den besseren und damit noch akzeptablen DWK trennt. Hierfür ist es nötig den Ursprung für die Merkmalsvektoren zu verschieben, wofür eine auf den GK-Daten basierende Regel eingeführt worden ist. Als Indikator für den Zustand des DWKs wird die Distanz zur Trennfläche herangezogen. Die Distanz weist zwar eine gewisse Abhängigkeit von den Einflussgrößen auf, was aber unproblematisch ist, da die meisten Schübe unter ähnlichen Bedingungen stattfinden und die Alterung ein langsamer Prozess ist. Der größte Vorteil der gezeigten Diagnose ist der Verzicht auf aktive Anregungen. Dadurch entfallen die Koordination und die zusätzlichen Emission. Eine Zustandsbestimmung kann immer durchgeführt werden. Hinzu kommen ein Ressourcenbedarf, der eine Implementierung im MSG ermöglicht und ein problemloses Einfügen in die bestehende Applikationsreihenfolge. Die Tests an den Daten realer Fahrzeuge haben die Wirksamkeit der OBD bewiesen, für die Zukunft ist die Umsetzung im MSG geplant. Der grundsätzliche Aufbau der ODB ist so gestaltet, dass sich das Framework auch für andere Funktion der OBD eignet.

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On-Board-Diagnose von Drei-Wege-Katalysatoren mit Hilfe von SVM im Schubbetrieb

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Ein skalierbares Adaptionsund Diagnosekonzept zur Anwendung in Motorsteuergeräten Thomas Burkhardt, Jürgen Dingl – Continental Automotive GmbH

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Ein skalierbares Adaptions- und Diagnosekonzept zur Anwendung in …

Kurzfassung Continental arbeitet für seine Motorsteuergeräte an einem universellen skalierbaren Adaptions- und Diagnosekonzept, um am individuellen Verbrennungsmotor beobachtete Abweichungen vom im Motorsteuergerät abgelegten Verhalten eines Referenzmotors nach Auftretensort und Betrag differenziert bewerten sowie dosierbar darauf reagieren zu können. Am Beispiel des Gaswechselsystems wird gezeigt, wie ein im Motorsteuergerät gerechnetes Streckenmodell auf einen redundanten Sensor abgeglichen wird und wie aus der dazu nötigen Modellvertrimmung auf Auftretensort und Betrag der Abweichung geschlossen wird. Es wird der Begriff des Vertrimmungsraums geprägt und gezeigt, dass Systeme mit verschiedenen Abweichungen vom Referenzmotor charakteristische Bilder in diesem Raum ausbilden. Anwendungen für Adaptionen und Erkennung fehlerhafter Komponenten im Fehlerfall werden diskutiert.

1 Einleitung Die Steuergeräteentwicklung für Verbrennungsmotoren ist eine Geschichte ständig steigender Komplexität. Dieser Trend ist getrieben durch die Anforderungen – des Gesetzgebers zu Emissionen und Kraftstoffverbrauch und deren Überwachung, – der Autofahrer bezüglich Fahrleistungen, Kraftstoffverbrauch und Zuverlässigkeit, – der Fahrzeughersteller nach Begrenzung der Systemkosten. Die Fahrzeughersteller antworten darauf mit ausgefeilten Betriebsstrategien und zusätzlichen Variabilitäten ihrer Motoren, schaffen neue Freiheitsgrade für deren Ansteuerung. Es steigt der Aufwand zur geforderten Überwachung der gesetzlichen Vorgaben, Diagnosefunktionen umfassen grob ein Drittel des Funktionsumfangs aktueller Motorsteuergeräte – Tendenz steigend. Parallel dazu treten die Betriebspunkte, in denen klassisch viele Diagnosen durchgeführt wurden, seltener auf, da durch Betriebsstrategien wie z.B. Start-Stopp oder Downspeeding Motorbetriebspunkte mit geringem Gesamtwirkungsgrad (Leerlauf, Niedriglastbetrieb) vermieden werden. Deshalb stellen nicht nur die Emissionsgrenzwerte an sich die Entwickler vor neue Herausforderungen, sondern auch die ebenfalls geforderte Häufigkeit ihrer Überwachung. Mit verschärften Vorgaben muss die Trennschärfe der Diagnosen steigen, ohne dass die durch den jeweiligen Kostenrahmen vorgegebene Streuung der Motorkomponenten Fehldiagnosen auslöst. In diesem Spannungsfeld aus komplexer werdenden Motoren, sich verschärfenden gesetzlichen Vorgaben und steigendem Druck auf die Preise, die Fahrzeughersteller für Steuergeräte zu zahlen bereit sind, entwickelt Continental ein Adaptions- und Diagnosekonzept, das durch mathematische Auswertung der im Steuergerät vorhandenen Informationen nicht nur Fehlerzustände, sondern auch die fehlerhafte Komponente erkennt.

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2 Aufgabenstellunug Auf einen Verbrennungsmotor wirken unendlich viele Einflussgrößen – jede mehr oder weniger stark. Der Motorsteuerungsentwickler wählt aus, welche er für die Beschreibung des Motorbetriebspunkts im Steuergerät berücksichtigt – und welche nicht. Damit bildet jede Motorsteuerung den Motorbetrieb immer nur mit begrenzter Genauigkeit ab. In allen Motorbetriebspunkten, die durch denselben Motorsteuerungsbetriebspunkt beschrieben werden, ist die Ansteuerung der Motoraktuatoren dieselbe, die unberücksichtigten Einflussgrößen haben eben keinen Einfluss auf die Ansteuerung. Wenn der Einfluss einer vernachlässigten Einflussgröße auf den Motor jedoch signifikant ist, kann eine einheitliche Ansteuerung bezüglich Leistung, Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen des Verbrennungsmotors nicht optimal sein. Daraus resultiert der Entwicklungstrend, immer mehr Einflussgrößen mit Hilfe von Sensoren oder Modellen im Steuergerät verfügbar zu machen und diese zur Optimierung des Motorbetriebs für die Ansteuerung der Aktuatoren zu berücksichtigen. Um Schäden am Motor oder zu hohe Schadstoffemissionen zu vermeiden, darf der Motor nicht in kritischen Bereichen betrieben werden, in denen bestimmte Systemgrößen, wie z.B. Drücke, Temperaturen, Drehzahlen, Luft-Kraftstoff-Verhältnis, die Grenzen ihres zulässigen Wertebereichs überschreiten. Misst/modelliert die Motorsteuerung diese kritischen Systemgrößen gar nicht oder nur ungenau, so kann sie einen kritischen Motorbetriebspunkt nicht von unkritischen unterscheiden, die auf denselben Motorsteuerungsbetriebspunkt abgebildet werden. Wenn in einem Motorbetriebspunkt eine Systemgröße ihre Grenzen überschreitet, dann müssen alle mit dem zugehörigen Motorsteuerungsbetriebspunkt beschriebenen Motorbetriebspunkte vermieden werden – auch die mit unkritischen Kombinationen aller Einflussgrößen. Der Wunsch, kritische und unkritische Motorbetriebspunkte unterscheiden und den Motor möglichst nahe an seinen Grenzen betreiben zu können, ist eine weitere Motivation, immer mehr Systemgrößen durch Sensoren oder Modelle in der Motorsteuerung verfügbar zu machen. Die Emissionsvorschriften muss jeder individuelle Motor erfüllen, der sich vom Referenzmotor, für den die Motorsteuerung parametriert wird, in vielen Parametern unterscheiden kann. Mit den bisherigen Emissionsvorgaben konnten die Diagnoseschwellen so hoch gewählt werden, dass alle als fehlerfrei geltenden Motoren mit normaler Parameterstreuung unterhalb dieser Schwellen bleiben. Strenger werdende Emissionsvorgaben resultieren in niedrigeren Diagnoseschwellen. Gleichzeitig bewirkt die steigende Komplexität der Motoren, dass relativ zum fehlerfreien Referenzmotor die Auswirkung der Toleranzen vieler fehlerfreier Komponenten in Summe ähnlich groß sein kann wie die eines einzelnen Komponentenfehlers. Außerdem nimmt die Anzahl der Diagnosen mit jeweils exklusiven Aktivierungsbedingungen zu, die nicht gleich-

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zeitig durchgeführt werden können. In Konsequenz laufen die einzelnen Diagnosen immer seltener. Daraus folgt steigender Aufwand zur funktionalen und zeitlichen Koordination der Diagnosen. Das etablierte Diagnosekonzept, in einzelnen, für die jeweilige Diagnose spezifischen stationären Betriebspunkten einzelne Fehler zu suchen, stößt damit an seine Grenze.

3 Ansprüche an ein Adaptions- und Diagnosekonzept Mit dem hier gezeigten Ansatz werden mehrere Ziele verfolgt: 1. Es soll ein Verfahren entstehen, das die Abweichung möglichst vieler Komponenten eines individuellen Motors vom Referenzmotor mit einem allgemeingültigen Algorithmus erkennt; d.h. es soll vermieden werden, für jede neue Überwachungsanforderung eine eigene Funktion mit entsprechendem Ressourcenbedarf und Bedatungsaufwand zu entwickeln. 2. Das Verfahren soll die Ursache einer beobachteten Abweichung vom Referenzmotor – d.h. die die Abweichung verursachende Komponente – identifizieren. 3. Das Verfahren soll eine nach Ort und Betrag differenzierte Bewertung und dosierbare Reaktion auf eine beobachtete Abweichung vom Referenzmotor ermöglichen. Ist die Abweichung für die Betriebssicherheit des Motors oder die Verkehrssicherheit des Fahrzeugs kritisch und muss als Fehlerreaktion der Motorbetrieb eingeschränkt werden? Oder kann die Abweichung als unkritisch bewertet und mittels Adaption ins Motormodell eingearbeitet werden? 4. Das Verfahren soll skalierbar, d.h. gleichermaßen auf einfache wie auf komplexe Motoren anwendbar sein. Je nach Philosophie des Fahrzeugherstellers soll eine variable Anzahl von Komponenten überwacht werden können.

4 Systemvoraussetzungen

> @

Vorausgesetzt wird, dass alle wesentlichen Eingangsgrößen u u j , j >1...m @ eines ausreichend häufig stationär betriebenen Systems durch direkte Messung oder Modellierung bekannt sind. Eine in den verschiedenen Betriebspunkten signifikant unterschiedliche Werte annehmende charakteristische Systemgröße x wird sowohl gemessen als auch unabhängig von diesem Messwert x mes mit Hilfe eines Modells x mdl F u bestimmt. Als Maß der Genauigkeit des Modells wird eine maximale Modellabweichung 'x max bedatet, die die Streuung der fehlerfreien Motoren abdeckt 'x xmes  xmdl  'x max .

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Ein skalierbares Adaptions- und Diagnosekonzept zur Anwendung in …

Für das Beispiel des Gaswechselsystems eines Ottomotors ist die Frischluftmasse im Zylinder die Modellausgangsgröße, auf deren Basis die für Motorleistung und Emissionen optimale Kraftstoffmenge zumessen wird. Die charakteristische Systemgröße x des Gaswechselsystems ist entweder der mit einem Luftmassenmesser gemessene Frischluftmassenstrom oder – wie hier weiter ausgeführt – der mit einem Saugrohrdrucksensor gemessene Saugrohrdruck pim (intake manifold pressure). Typische Eingangsgrößen u des Gaswechselmodells sind z.B. Motordrehzahl, Umgebungsdruck, Lufttemperatur und die Positionen von z.B. Drosselklappe und Ventilsteuerung.

5 Stand der Technik Gewisse Modellabweichungen ' pim pim ,mes  pim ,mdl sind sowohl wegen der Vereinfachungen eines jeden Modells als auch wegen der in einem für alle Motoren einer Baureihe gemeinsamen Modell nicht beschreibbaren Komponentenstreuung prinzipiell unvermeidbar. Ihr für fehlerfreie Systeme akzeptiertes Niveau wird als maximale Modellabweichung 'pim ,max bedatet, so dass ' pim pim ,mes  pim ,mdl  ' pim ,max . Weicht ein individueller Motor infolge einer abweichenden Komponente stark vom Referenzmotor ab, so führt dies zumindest in manchen Betriebspunkten zum Anstieg der Modellabweichung ' pim pim ,mes  pim ,mdl über das für fehlerfreie Systeme akzeptierte Niveau. Ein Überschreiten des definierten Schwellwerts 'pim ,max könnte zum Erkennen eines fehlerhaften Systems genutzt werden. Da aber die Bestimmung der Luftmasse im Zylinder die Hauptaufgabe des Gaswechselmodells ist, wird das Modell auf den Messwert pim ,mes abgeglichen, indem ein sensitiver Modellparameter A so um 'A vertrimmt wird, dass stationär Messwert und Modellwert gleich sind. In diesem abgeglichenen Zustand verschwindet aber die Modellabweichung ' pim pim ,mes  pim ,mdl | 0 und kann also nicht zur Fehlererkennung genutzt werden.

Allerdings ist der Betrag der zum Abgleich nötigen Modellvertrimmung 'A – im Folgenden abgleichende Modellvertrimmung genannt – ein Maß für die ohne Vertrimmung auftretende Modellabweichung ' p im p im , mes  p im , mdl . Die klassische Diagnosestrategie beruht darauf, Betriebspunkte auszuwählen, in denen jeweils eine Abweichung einer bestimmter Komponente eine signifikant große Modellabweichung bzw. abgleichende Modellvertrimmung bewirkt, mögliche Abweichungen anderer Komponenten aber möglichst wenig Einfluss haben. Übersteigt dort die abgleichende Modellvertrimmung 'A eine bei der Bedatung des Steuergeräts festgelegte Diagnoseschwelle 'A ! 'Adiag , die sicher über dem für fehlerfreie Systeme akzeptierten Niveau liegt, dann erkennen heutige Continental-Motorsteuergeräte einen Fehler des Systems. Damit lassen sich zwar Fehlerzustände sicher erkennen, die Identifikation der fehlerhaften Komponente ist aber oft nicht möglich.

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6 Das Konzept des Vertrimmungsraums Als Datenbasis aller weiteren Betrachtungen werden in jedem stationären Betriebspunkt nach Abgleich des Modells auf den Messwert die Werte aller wichtigen Systemgrößen als Momentaufnahme des Systems gespeichert. Der sensitive Modellparameter A, mit dessen Vertrimmung das Modell dabei abgeglichen wurde, ist bei der Entwicklung des Steuergeräts festgelegt worden. Alternativ hätte zum Abgleich auch jede andere seiner m Eingangsgrößen um einen Wert 'u j , j >1,...m @ vertrimmt werden können. Da die Eingangsgrößen im allgemeinen Fall verschiedene physikalische Größen repräsentieren, müssen sie normiert werden, um sie miteinander vergleichen zu können. Für jede Eingangsgröße wird ein Schwellwert 'u j ,diag , j >1,... m @ gewählt, der angibt, um wie viel diese am individuellen Motor vom Referenzmotor abweichen darf, ohne dass der Motor als fehlerhaft gilt. Damit definieren sich für jeden Modelleingang relative Eingangsvertrimmungen -u j 'u j / 'u j ,diag , j >1,...m @ . Diese werden im Steuergerät für jeden stationären Betriebspunkt berechnet. Sie können als Punkt in einem m-dimensionalen Vertrimmungsraum betrachtet werden, in dem jeder stationäre Betriebspunkt des individuellen Motors auf einen Bildpunkt -u >-u1 , -u 2 ,...-u m @ abgebildet wird. Der theoretisch keine Vertrimmung für den Abgleich des Modells auf den Messwert benötigende Referenzmotor liegt im Koordinatenursprung des Vertrimmungsraums -u >0,0,...0@ . Reale fehlerfreie individuelle Motoren mit kleinen Abweichungen vom Referenzmotor und entsprechend kleinen relativen Eingangsvertrimmungen -u | >0,0,...0@ liegen somit nahe dem Koordinatenursprung. Mit steigender Abweichung eines Motors vom Referenzmotor steigt der Abstand seiner Bildpunkte vom Koordinatenursprung. Aus den für einen einzelnen Betriebspunkt bestimmten relativen Eingangsvertrimmungen kann aber nicht auf die für die beobachtete Abweichung ursächliche Komponente geschlossen werden, weil mit jeder einzelnen relativen Eingangsvertrimmung -u j das Modell auf den Messwert abgeglichen werden kann – es sind m Erklärungen für eine beobachtete Modellabweichung möglich. Wenn aufgrund einer defekten Komponente die k-te Eingangsgröße uk des Modells vom Verhalten des individuellen Motors um einen bestimmten Wert abweicht, die anderen m-1 Modelleingänge aber das Verhalten des individuellen Motors korrekt beschreiben, dann verhält sich das Modell genau dann in allen Betriebspunkten so wie der fehlerhafte individuelle Motor, wenn genau dieser k-te Eingang um genau diesen bestimmten Wert 'u k -u k ˜ 'u k , diag vertrimmt wird, d.h. wenn die Abweichung in Ort und Wert richtig berücksichtigt wird. In Folge liegen für alle Motorbetriebspunkte die für diesen „richtigen“ k-ten Eingang errechneten relativen Eingangsvertrimmun-

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gen -u k nahe beieinander. Die Streuung um ihren Mittelwert -u k mit der Standardabweichung Vu k ist über alle Betriebspunkte gering.

Für alle anderen „falschen“ Eingangsgrößen u j , j z k sind in verschiedenen Motorbetriebspunkten verschieden große relative Eingangsvertrimmungen -u j , j z k nötig, um das Modell abzugleichen. Damit ist für jede der „falschen“ Eingangsgrößen u j , j z k die Standardabweichung Vu j der berechneten relativen Eingangsvertrimmung größer als für die „richtige“ k-te Eingangsgröße. Die geringste Streuung einer relativen Eingangsvertrimmung kennzeichnet also die defekte Komponente. Eine erste Anwendung findet das vorgestellte Verfahren, indem als Erweiterung bestehender Diagnosen die Fehlerursache genauer gezeigt werden kann. Während des normalen Motorbetriebs werden wie ausgeführt über alle stationären Motorbetriebspunkte Mittelwerte -u j und Standardabweichungen Vu j der relativen Eingangsvertrimmungen aller m Modelleingänge u j bestimmt. Wenn im Fehlerfall die abgleichende Modellvertrimmung die Diagnoseschwelle überschreitet ' A ! 'Adiag , dann wird diejenige Eingangsgröße des Modells mit der ihr entsprechenden Komponente als Fehlerursache angezeigt, deren mittlere relative Eingangsvertrimmung -u j die kleinste Standardabweichung Vu j und damit die kleinste Streuung um ihren Mittelwert aufweist.

Eine zweite Anwendung ist eine eigenständige Diagnose aufgrund der beobachteten mittleren relativen Eingangsvertrimmungen. Unabhängig von der abgleichenden Modellvertrimmung kann dann eine fehlerhafte Komponente angezeigt werden, wenn der Mittelwert -u j der relativen Eingangsvertrimmung mit der kleinsten Standardabweichung Vu j 1 erreicht, d.h. wenn die für den Abgleich des Modells nötige Vertrimmung der j-ten Eingangsgröße 'u j die spezifische Diagnoseschwelle 'u j ,diag erreicht. Eine weitere, mit den beiden oben genannten Anwendungen kombinierbare Möglichkeit ist, auch für ein als plausibel geltendes System, d.h. auch wenn keine Diagnoseschwellen verletzt werden, nach deutlichen Abweichungen einzelner Eingangsgrößen des Modells zu suchen. Wenn jeweils nach einer ausreichend großen Anzahl stationärer Motorbetriebspunkte die Standardabweichung Vu j einer relativen Eingangsvertrimmung deutlich kleiner ist als die der anderen relativen Eingangsvertrimmungen, dann kann man einen wählbaren Anteil dieser mittleren relativen Eingangsvertrimmung -u j als Korrektur dauerhaft in das Modell aufnehmen, d.h. einen diesen Eingang beschreibenden Parameter des Modells adaptieren.

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7 Anwendungsbeispiel Das Konzept soll am Beispiel des Gaswechselsystems eines Verbrennungsmotors schematisch illustriert werden, wobei die Möglichkeiten abweichender Motorkomponenten der anschaulichen Darstellung wegen auf folgende drei begrenzt wurde: 1. Leck nach Drosselklappe: Modelleingang u1 ist der Querschnitt des Lecks, sein Normalwert am Referenzmotor beträgt 0 mm2. 'u1 ist der Zuwachs des Leckquerschnitts. Als Diagnoseschwellwert wurde 'u1,diag = 1 mm2 gewählt. 2. Erhöhter Druckabfall am Luftfilter: Modelleingang u2 ist ein Verstärkungsfaktor des modellierten Differenzdrucks am Luftfilter, sein Normalwert am Referenzmotor ist 1. 'u2 ist der Zuwachs des Verstärkungsfaktors. Als Diagnoseschwellwert wurde 'u2 ,diag = 1 gewählt, dies entspricht einer Verdoppelung des Druckabfalls. 3. Erhöhter Druckabfall am Katalysator: Modelleingang u3 ist ein Verstärkungsfaktor des modellierten Differenzdrucks an der Abgasanlage, sein Normalwert am Referenzmotor ist 1. 'u3 ist der Zuwachs des Verstärkungsfaktors. Als Diagnoseschwellwert wurde ' u 3,diag = 1 gewählt, dies entspricht einer Verdoppelung des Druckabfalls. Als sensitive Variable A zum Abgleich des modellierten Saugrohrdrucks pim ,mdl auf den gemessenen Saugrohrdruck pim ,mes wird der Drosselklappenwinkel D [°] genutzt. Die Modellvertrimmung 'A im Sinne des vorgestellten Konzepts ist die Korrektur des Drosselklappenwinkels zum Abgleich des modellierten auf den gemessenen Saugrohrdruck im Vergleich zum Drosselklappenwinkel am Referenzmotor. Jede der drei betrachteten Komponentenabweichungen erfordert bei Rasterung des Motors in Betriebspunkten mit variierender Motorehzahl und -last unterschiedliche Korrekturen des Drosselklappenwinkels. Für den ersten Versuch mit Leckage nach Drosselklappe wurde für alle Betriebspunkte bestimmt, mit welcher Vertrimmung der Differenzdrücke an Luftfilter und Abgasanlage bzw. mit welchem Leckquerschnitt die beobachteten Abweichungen des modellierten Saugrohrdrucks von dessen Messwert erklärt werden kann. Die Projektionen der Punktewolke im Vertrimmungsraum auf die von den Achsen aufgespannten Ebenen in Bild 1 zeigen für diesen Fall, dass mit allen drei betrachteten möglichen Abweichungen das Modell abgeglichen werden kann, aber auch, dass die dazu nötigen Vertrimmungen stark unterschiedlich streuen. Die relative Eingangsvertrimmung der „richtigen“ Eingangsgröße u1 hat die geringste Streuung, als Ursache der Modellabweichung wird eine Leckage mit einem Querschnitt von ca. 'u1 -u1 ˜ 'u1,diag 1.01 ˜1mm 2 | 1mm 2 erkannt.

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Bild 1: Relative Modellvertrimmung zur Kompensation einer Leckage bei Rasterung eines Motors über Motordrehzahl und -last. Das Linienpaar markiert das Intervall von ±1 Standardabweichung Vu j jeder Eingangsvertrimmung um den Mittelwert ›. Die Pfeile markieren die identifizierte ursächliche Komponentenabweichung um -u1

Für den zweiten Versuch mit erhöhtem Differenzdruck am Luftfilter wurde genauso für alle Betriebspunkte bestimmt, mit welcher Vertrimmung der Differenzdrücke an Luftfilter und Abgasanlage bzw. mit welchem Leckquerschnitt die beobachteten Abweichungen des modellierten Saugrohrdrucks vom Messwert erklärt werden kann. Die Projektionen in Bild 2 zeigen für diesen Fall wieder, dass alle betrachteten möglichen Abweichungen das Modell abgleichen können, und auch, dass die nötigen Vertrimmungen stark unterschiedlich streuen. Die relative Eingangsvertrimmung der „richtigen“ Eingangsgröße u2 streut am geringsten, als Ursache der Modellabweichung wird eine Erhöhung des Differenzdrucks am Luftfilter um ca. 'u2 -u2 ˜ 'u2 ,diag 0.999 ˜ 1 | 1 erkannt.

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Ein skalierbares Adaptions- und Diagnosekonzept zur Anwendung in …

Bild 2: Relative Modellvertrimmung zur Kompensation eines erhöhten Differenzdrucks am Luftfilter bei Rasterung eines Motors über Motordrehzahl und -last. Das Linienpaar markiert das Intervall von ±1 Vu j jeder Eingangsvertrimmung um den Mittelwert ›. Die Pfeile markieren die identifizierte ursächliche Komponentenabweichung um -u 2

8 Ausblick Das vorgestellte Verfahren wurde aufgrund von Motorprüfstandsmessungen mit gezielt erzeugten Fehlern einzelner Motorkomponenten erfolgreich geprüft. Gegenwärtig laufen Arbeiten zur Implementierung im Steuergerät. Die Herausforderungen dabei liegen in funktionaler und zeitlicher Koordination, Numerik und Ressourcenmanagement, um die nötige Trennschärfe des Verfahrens im Fahrzeugbetrieb sicherzustellen. Die Anwendung auf andere Subsysteme neben dem Gaswechselsystem wird untersucht.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II Martin Haggett Principal Engineer OBD Certification and Compliance Jaguar Land Rover

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

1 Particular Requirements of the California Air Resources Board for Component Monitors This paper will discuss two examples of diagnostics that have been developed to satisfy the comprehensive component monitoring section of the California OBD II regulation. In both cases all other OBD regulators would have been satisfied with no more than circuit continuity diagnosis, but for California this was not sufficient. The Californians require that input components provide rational values and that output components are capable of responding to commands. The diagnostics chosen are examples of an input and an output component and each needed much discussion with the California Air Resources Board staff before they were successfully certified.

1.1 Mass Air Flow Sensor Rationality Monitor 1.1.1 Regulation Requirement The MAF Sensor is an input component and the OBD II Regulation requirement is that:“To the extent feasible, the rationality fault diagnostics shall verify that a sensor output is neither inappropriately high nor inappropriately low (e.g., the diagnostic must be “two-sided”)” ARB regard the MAF sensor as a key component and from the early days of OBD II have encouraged manufacturers to monitor its performance over a wide range of engine speed and load conditions. MAF faults could trigger a fuel system fault, but the preference is for the pin-pointing of components, as there may be many potential reasons for the detection of a fuel system fault, which mean a service technician will take longer to find and repair the root cause.

1.1.2 Standard Solution The usual solution to the ARB requirement for a rationality monitor of the MAF signal is to use the inputs of other available sensors such as the throttle angle, manifold pressure and atmospheric pressure to model the airflow and compare it with the MAF sensor reading. Upper and lower thresholds are set and if the sensor reading is below the lower threshold or above the upper threshold than a fault will be set. JLR’s implementation used the larger of an additive or a multiplicative difference from the nominal airflow to establish the fault thresholds. This meant that at lower airflows the additive difference applied and at higher airflows the multiplicative offset was relevant, as can be seen in the following graph:-

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II 200

Measured MAF Reading (g/s)

150

100

Nominal (g/s) Low Fault Threshold

50

High Fault Threshold

0 0

20

40

60

80

100

120

140

160

Predicted MAF Reading (g/s)

Standard MAF Rationality Diagnostic

1.1.3 Introduction of Twin MAF Sensors by JLR JLR’s first use of twin MAF Sensors was on the 2007 model year 4.2 XK-R. As a low bonnet style was a feature of this model, it was not possible to package a large enough single intake system and achieve the desired level of performance. Splitting the intake system at the front of the vehicle produced an extra 20 horsepower compared to the single MAF version of the same engine in other JLR vehicles. JLR continued to use the existing diagnostic, but with the modelled airflow divided by two, before being separately compared with each of the MAF signals. Unlike some twin MAF applications, JLR continued to use a single throttle as this was better suited to the use of a single, engine-driven supercharger.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

Typical Jaguar installation, air intakes at the front, above the radiator grill

1.1.4 Twin MAF Sensors – Use on more Models At the 2010 model year, JLR introduced a 5.0 V8 to replace the previous 4.2 and 4.4 engines. To commonise the in-vehicle installation as much as possible the throttle was now located closer to the front of the engine and to achieve the desired performance twin MAF sensors were specified for all applications. The engine was used in six separate Jaguar and Land Rover models with minimal differences, apart from the location of the air intakes, which had to take account of some unique Land Rover requirements:Ɣ Wading performance – resistance to water ingress as standard Ɣ Extreme wading performance – ability to fit raised air intakes

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

Typical Land Rover air intakes, located by A-Pillars

1.1.5 The Problem During development testing of the 2010 model year vehicles false detection of MAF sensor rationality faults was experienced. This was due to a pressure difference between the left- and right-hand sides of the vehicle. The following graph shows how the individual MAF sensor signals changed as a test vehicle was driven around a proving ground during windy weather. The total airflow changes little, but the individual signals exceed the fault thresholds.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

The effect of a cross wind condition on the airflow signals

It was also considered that a reverse flow condition could exist, where air was exiting the intake on the low pressure side of the vehicle.

1.1.6 Possible Solutions This was not an acceptable condition and a number of solutions were considered, before an entirely software based change was developed and introduced for production.

1.1.6.1 Re-calibrate the existing diagnostic The tendency to imbalance reduced with increasing engine airflow, so was there a possibility of restricting the entry conditions to avoid the problem? It was difficult to determine what the worst possible cross wind condition could be and fault detection during the FTP or Unified Cycles would have been impossible, so this was not acceptable to ARB or able to provide a robust solution for production.

1.1.6.2 Delete the MAF sensors There are engines that do not use MAF sensors, but although these engines had at least one pressure sensor, JLR’s engine calibrators rejected this solution, as they did not believe it gave them sufficient control over the air-path.

1.1.6.3 Fit sensors that could measure reverse flow JLR could not find a sensor with sufficient capability and again, it was difficult to specify what the worst case for reverse flow should be.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

1.1.6.4 Fit extra MAF sensors One proposal was to fit additional MAF sensors and compare the signals, but aside from cost and package issues, which signal should be believed in the case of a difference between two sensors in the same air-path? This idea was discarded.

1.1.6.5 Fit a guide vane in the Y-Piece in front of the throttle A feature was designed that had little resistance to forward flow, but a large resistance to reverse flow. It had a small performance penalty and had to be located close to the throttle spindle. For this reason it was discarded due to the re-design work required for the throttle. In addition, it was not possible to introduce this change before the start of production.

1.1.6.6 Fit a shut off valve in one side of the intake system This would have turned the twin intake into a single intake at lower airflow conditions. This had a considerable on-cost, required a re-tooling of the intake system and would no doubt have been regarded as an OBD relevant output component by ARB. Again, it was not possible to introduce this change before the start of production.

1.1.7 Solution adopted for Production Identify when a flow imbalance is occurring and modify the fault threshold to avoid false detection. This can be explained by the following graphs:-

Original condition – No adjustment of the detection limits, leading to false fault detection when a flow imbalance is present.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

Flow imbalance with adjustment of the detection limits – If MAF1is greater than the predicted airflow by more than a predetermined amount, then the MAF2 lower threshold is decreased by the difference between MAF1 and MAF2 multiplied by a factor. MAF2 is lower than the predicted airflow by more than a predetermined amount, so the MAF1 upper threshold is increased by the difference between MAF1 and MAF2 multiplied by a factor. False detection is therefore avoided during flow imbalance.

Detection of a Rationality Fault – MAF1 drifts high, as there is no deviation in MAF2 there can be no adjustment of the MAF1 high fault threshold, so a fault is successfully detected.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

1.1.7.1 Potential Problems If both MAF sensors are deteriorated in the same direction, as could happen if both sensors are replaced with an incorrect component. Then there will be no adjustment of the fault limit, because there will be no difference in the sensor readings. Therefore both sensors will be correctly detected as faulty. If the sensors are simultaneously deteriorated in opposing directions, then this may not be detected, since if the faults occur at the same time, then it will look like an imbalance condition. This was considered to be very unlikely and will likely not cause an engine fuelling problem, but if it did then it would be detected by the fuel system diagnostic.

1.1.8 Sign Off Testing 1.1.8.1 Robustness to false detection Whilst the problem was originally found in the real world, real side winds lack the consistency and repeatability that was required for the prove out of the diagnostic. A consistent source of side wind is located at Ford’s Lommel Proving Ground in the North of Belgium and this was used during the validation programme. This has a total of 6 fans and provides a maximum wind speed of 80 km/h. Each fan is directly mounted to the crankshaft of a 4 cylinder gasoline engine.

Side wind test facility at Lommel

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

1.1.8.2 Monitor operation and fault detection Detection occurs on the Unified Drive Cycle and during normal driving conditions. Operation of the monitor fulfils ARB’s In Use Monitor Performance Ratio (IUMPR) requirements and is accepted by them as a suitable component diagnostic for the MAF sensors.

1.2 Camshaft Profile Switching 1.2.1 System Description In addition to variable valve timing for both inlet and exhaust camshafts, the naturally aspirated version of JLR’s 5.0 V8 has two separate profiles for its intake camshafts. These incorporate two sets of cam lobes for each intake valve, high and low lift. Each of the tappets is split into two sections and oil pressure operates on a pin in each tappet to engage high lift. The oil is controlled by a separate solenoid valve for each bank of cylinders. The valve is operated by the engine control module (ECM).

Camshaft Profile Switching (CPS) schematic

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

Operation – With some hysteresis between the two modes:Ɣ High lift is commanded above 2,400rpm Ɣ Low lift operation is used below 2,400rpm Ɣ The switch point was chosen to minimise the torque change between the two modes

1.2.2 Diagnostic Requirements From the early stages of JLR’s design work on this system, ARB’s requirements for the diagnosis were established. ARB’s opinion was that the control solenoids were covered by the comprehensive component monitoring section of the OBD II Regulation, which states that:“The OBD II system shall detect a malfunction of an output component or system when proper functional response of the component and system to computer commands does not occur.” ARB did not require a monitor for each cylinder or intake valve, it was sufficient to know that the tappets were operating in each cylinder head. Any cylinder specific problems are detected according to the AFR cylinder imbalance requirement of the OBD II regulation.

1.2.3 Diagnostic Strategy 1.2.3.1 Initial investigation JLR wasn’t the only user of this technology within the Ford Motor Company. The other application had a diagnostic based on manifold pressure changes, but this did not provide sufficient separation between good and bad systems on JLR’s V8 engine. JLR also considered using the misfire detection algorithm output to determine which valve lift mode was in operation, but again this did not give a robust diagnostic.

1.2.3.2 Solution used The solution implemented by JLR is an intrusive diagnostic that measures lambda shift. When the entry conditions are achieved the diagnostic forces one cylinder bank into high lift mode and holds it there for a period of 1800ms. The difference in Lambda compensation between the two cylinder banks is then used as a measure of the CPS switching or not switching. There are a number of entry conditions, but the main requirement is that the diagnostic runs at light load and low engine speed, during fuelled engine operation.

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Examples of the Work needed to meet the Requirements of OBD II

Diagnostic operation:Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

The ratio of Lambda corrections for each cylinder bank is calculated twice A first measurement is made prior to the intrusive test A second measurement is made during the intrusive test The difference between the two measurements is the “deflection” If the deflection is less than 5%, then the diagnostic flags a fault

Each bank is tested separately and both failure modes can be diagnosed:Ɣ Stuck in low lift and unable to switch to high Ɣ Stuck in high lift so that there is no difference when the CPS is commanded high

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OBD für PKW und NKW – Ein Ansatz für weltweite Anwendungen Jörg Neumann Dr. Markus Willimowski Dr. Walter Lehle

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OBD für PKW und NKW – Ein Ansatz für weltweite Anwendungen

Zusammenfassung Sowohl für PKW als auch NKW steigen weltweit die gesetzlichen Anforderungen an Emission und Verbrauch. Um dieser Situation gerecht zu werden, finden zum einen zunehmend komplexere Antriebsstrangvarianten (z.B. Hybride für PKW) wie auch alternative Kraftstoffe Verwendung (z.B. CNG für NKW). Parallel hierzu verschärfen sich kontinuierlich auch die Anforderungen der OBD an PKW und NKW. Bestehende Lücken, wie zum Beispiel für Alternative Kraftstoffe, werden sukzessive geschlossen. OBD-Anforderungen für PKW und NKW werden zunehmend harmonisiert. Ein Ansatz der wachsenden Diagnose-Komplexität gerecht zu werden ist es, bei der Lösungsentwicklung die Anwendungsfälle von PKW bis NKW sowie unterschiedliche Kraftstoffarten zu berücksichtigen. Als Beispiele dienen zum einen das Anwendungsfeld des dualen Raildrucksensors für für Diesel-NKW und Benzin-Direkteinspritzer im US-Mark, zum anderen die vereinheitlichte Drehzahl-basierte Aussetzererkennung, die zurzeit eine Übertragung von Benzin-PKW auf Diesel und Gas-Fahrzeuge erfährt.

1 Anforderungen an OBD und Service Diagnose Die Komplexität und Vielfalt der Systemkonfigurationen und Antriebsstrangvarianten hat einen beständigen Zuwachs in den letzten Jahren gesehen. Grundlegend hierfür sind die kontinuierlich strenger werdenden gesetzlichen Anforderungen bezüglich Schadstoffemissionen und Verbrauch. Parallel hierzu wurden sowohl in USA als auch in Europa für PKW und NKW die gesetzlichen Anforderungen an die Onboard-Diagnose Emissions-relevanter Komponenten und Systeme verschärft. Vor dem Hintergrund der damit einhergehenden Komplexitätssteigerungen erwartet der Endkunde von der Werkstattdiagnose vor allem eine zuverlässige und Kostengünstige Reparatur seines Fahrzeugs. Für ein komplexes System, wie es zum Beispiel der Abgasstrang eines Diesels darstellt, kann dies eine herausfordernde Aufgabe bedeuten. Die sichere Identifikation der kleinsten zu tauschenden Einheit unter zur Hilfename von verfügbarer Onboard-Diagnose, geführter Fehlersuche und geeignetem Testequipment stellt daher den Schlüsselfaktor für einen zufriedenen Kunden dar (Abb. 1).

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Abbildung 1: OBD und Service-Diagnose Anforderungen

2 Hauptreiber für weltweite OBD-Entwicklung Betrachtet man zunächst die die wesentlichen, treibenden Faktoren für den PKW, so sind hier einerseits die LEVIII- (bzw. Tier 3) Emissionsanforderungen der USGesetzgebung und andererseits auf der europäischen Seite die Anforderungen für EU6ff in Kombination mit RDE (Real Driving Emissions) zu nennen (Abb. 2). Neben den schärfer werdenden Emissionskriterien zugleich die gesetzlichen Anforderungen an den Fahrzeugverbrauch Einfluss auf die zu verwenden Technologien und deren Diagnose. Für den Diesel-PKW kommt insbesondere die Vielfalt der Abgasnachbehandlungssysteme und der zugehörigen Sensorik hinzu. Zur Reduktion des Verbrauchs finden neben konventionellen Maßnahmen (z.B. Reduktion der Reibung von Motor oder Turbolader) auch zunehmend komplexere Antriebsstrangvarianten wie Start/Stopp und Hybridisierung (z.B. BRS) Verwendung. Selbstverständlich erfordert dies eine Abbildung in der OBD. Die OBD-Gesetzgebung selbst wiederum begegnet den verschärften Emissionsstandards mit reduzierten OBD-Limits, woraus üblicherweise die Neu- oder Anpassungsentwicklung von Diagnosefunktionen resultiert. Unverkennbar ist dabei vor allem, dass sich die gesetzlichen Anforderungen für unterschiedliche Kraftstofftypen aber auch PKW und NKW angleichen.

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Abbildung 2: Hauptfaktoren für fortschreitende OBD-Entwicklung Diesel-PKW

Im Kontrast zur Weiterentwicklung der US-Emissionsanforderungen für PKW, sind die Anforderungen für NKW (z.B. 0,2g NOx/bhp-hr) seit 2010 stabil (Abb. 3). Für Kalifornien jedoch hat die CARB aufgrund der weiterhin bestehenden OzonProblematik gekoppelt an ein Anreiz-System reduzierte NOx-Zertifizierungsstandards (-50%, -75%, -90%) eingeführt. Auch verfügt die USA im Bereich de NKWs über die schärfsten Verbrauchsanforderungen, worin klarerweise ein Zielkonflikt mit erniedrigten NOx-Standards zu sehen ist. Dabei werden die erforderlichen Verbrauchsmaßnahmen zunächst in konventioneller Technologie dargestellt werden. Mit der Einführung erweiterter Effizienzmaßnahmen durch Hybridisierung oder Waste-Heat-Recovery ist zukünftig zu rechnen.

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Abbildung 3: Hauptfaktoren für fortschreitende OBD-Entwicklung Diesel-NKW

Während Ulta-Low- NOx-Standards an Diesel-betriebene NKWs erhebliche Anforderungen bzgl. Rohemissionen, NOx-Umsetzungsrrate SCR und eine optimierte Kaltstartphase stellen, ist ein stöchiometrisch betriebener Gas-Motor (mit DreiwegeKatalysator) hier klar im Vorteil. Auch bezüglich CO2 besitzt Gas aufgrund des erheblich günstigeren H/CVerhältnisses (Gas: 4; Diesel: 1,86) deutliche Vorteile, wobei jedoch GHG-Equivalenz CH4 (Faktor 21) in US und ggfs. Emissionsgrenzwert (EUVI) zu berücksichtigen sind. Weltweite Verfügbarkeit (Abb. 5) abseits der OPEC-Staaten (z.B. in US aus Fracking) tragen neben dem Kostenfaktor (Abb. 4) zur zunehmenden Bedeutung von Erdgas als Kraftstoff bei.

Abbildung 4: Betriebskosten CNG vs Diesel

Abbildung 5: Weltweite Verfügbarkeit

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Konsequenterweise hat die CARB den Zeitpunkt der OBD Einführung für NKW, die mit alternativen Kraftstoffen betriebenen werden, von 2020 auf 2018 vorgezogen. Die europäische EOBD für EUV und VI beinhaltet bereits Anforderungen für CNG betriebene NKW. Eine verallgemeinerte Gesetzgebung für den Mischbetrieb von Diesel und Gas befindet sich im Erstellungsprozess. Betrachtet man die Erfordernisse der OBD aus der Perspektive des OEMs, so ist deren Bedeutung kaum zu unterschätzen. Ohne ein funktionales OBD-System ist keine Zertifizierung möglich. Abweichungen von den Anforderungen werden mit Deficiencies belegt (US Strafzahlungen in der Höhe von 25-50$ pro Abweichung) und können zudem zu Rückrufaktionen führen (z.B. unzulässiges Bedienen der Motorwarnlampe aufgrund fälschlicher Fehlerdetektion). Gegenüber steht eine kontinuierliche Steigerung der Komplexität, wie am Beispiel NKW in Abb. 6 dargestellt. In USA eingeführt wurde die gesetzliche Onboard-Diagnose für NKW in 2010. Zuvor war es möglich NKWs individuell entsprechend der vergleichsweise geringen Anforderungen der Engine-Manufacturer-Diagnose (EMD) zu zertifizieren. Dabei fordert die OBD für NKW identisch zur PKW spezifisch für jedes Subsystem individuelle Überwachungs-Anforderungen. Technisch schwierig darstellbare Anforderungen, wie die SCR-Überwachung, haben dabei im Biennial Review 2013 für HD einen Update erfahren, der ein Phase-in der OBD-Limits bis 2017 erlaubt. Hinzugekommen sind allerdings im Zuge der Harmonisierung von PKW und NKW sowie Diesel und Benzin Anforderung zur Vollbereichsüberwachung von Misfire sowie die vorgezogenen Einführung der OBD für Gasfahrzeuge.

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Abbildung 6: Entwicklung OBD-Gesetzgebung PKW weltweit

Europa hat bereits 2005 EOBD für NKWs eingeführt. Der aktuelle Stand der EUVI beruht in den Grundzügen auf der WWH-OBD, die wiederum aus der USamerikanischen CARB-OBD abgeleitet wurde. Folgerichtig ist die Komplexität vergleichbar zu US, jedoch sind einige neuere Anforderung wie die Überwachung von Feedgas (NO2) des DOC und der Beschichtung des DPF nicht hinzugekommen. Bezüglich der weltweiten Entwicklung fällt vor allem China auf, das aktuell für Peking eine nahezu zeitgleiche Übernahme der EUVI-EOBD für CN6 erwägt.

3 OBD-Entwicklung für weltweite und Systemübergreifende Anwendungen Um der beständig wachsenden System-übergreifenden Harmonisierung der weltweiten OBD-Anforderungen gerecht zu werden, muss ein qualitativ anspruchsvoller Ansatz darauf setzen, gleichartige Lösungen, mit gezielten Anpassungen für den jeweiligen Anwendungszweck, bereitzustellen. Neben dem positiven Effekt der Wiederverwendbarkeit einheitlicher Konzepte auf die Applikation, wird zugleich die Zertifizierung insbesondere im anspruchsvollen US-Markt erreicht, da der Behörde bekannte, nachvollziehbare Diagnosekonzepte übermittelt werden. Bosch entwickelt hierzu seit langem parallel die OBD-Konzepte für Benzin- und Dieselanwendungen. Lösungen für Zielmärkte mit Anforderungen unterhalb des CARBNiveaus können hierbei geeignet abgeleitet werden.

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Soweit zielführend werden Lösungen aus dem Diesel-PKW-Bereich in das NKWSegment übertragen, bedürfen dabei aber einer besonderen Betrachtung der Anforderungen einer Motorzertifizierung (z.B. Heavy Duty FTP) im Hinblick auf Freigabebedingungen und erzielbarer Diagnosehäufigkeit (IUMPR). Neu hinzugekommen im NKW-OBD-Segment ist das Anwendungsfeld der Gasmotoren. Als systemische Lösung für Europa und USA bieten sich O=1-Konzepte mit Dreiwegekatalysator an. Die erforderlichen OBD-Konzepte können im Wesentlichen aus dem langjährig erprobten Portfolio für Benzin-PKW-Anwendungen abgeleitet werden. Neben den stöchiometrischen Ansätzen für Europa und USA spielen für den chinesischen Markt nach wie vor Magerkonzepte aufgrund des höheren Wirkungsgrades eine Rolle. Um die erforderlichen Emissionslimits für CN6 zu erreichen, sind sowohl ein Methanoxidationskatalysator als auch ein Denoxierungssystem mit SCR erforderlich. Bezüglich OBD muss sich eine entsprechende SW aus Benzin & Dieselportfolio bedienen. Im Folgenden sollen an den Beispielen dualer Raildrucksensor (HW) und vereinheitlichter Misfire Anwendungen mit System-übergreifender Relevanz vorgestellt werden.

3.1 Beispiel 1a): Anwendung Dualer Raildrucksensor US Diesel (Heavy Duty) Der Raildrucksensor stellt eine zentrale Komponente für die Druckregelung von Diesel- und Benzindirekteinspritzer dar. Aus Sicht der OBD ist ein solcher Sensor als Emissions-relevante Komponente zu betrachten (´Comprehensive Component´), die neben einer elektrischen Diagnose der Plausibilisierung bedarf. Für den US-Markt sind hier sowohl Offset als auch Steigungsfehler zu betrachten. Der Offset des Raildrucksensors kann in der Regel nach geeigneter Standzeit durch Vergleich mit dem Umgebungsdruck gewonnen werden (Tabelle 1). Der Steigungsfehler von PKWDiesel-Systemen wird für die üblicherweise im US-Markt eingesetzten Zweistellerkonzepte durch Schließkraftplausibilisierung des Druckregelventils erzielt. NKW-Diesel-Einspritzsysteme werden jedoch aus energetischen Effizienzgründen in der Regel nur mit einem Druckbegrenzungsventil ausgestattet, das im Falle eines Überdrucks öffnet und einen Notfahrbetrieb gewährleistet (Abb. 7).

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Abbildung 7: Heavy Duty Einspritzsystem

Die verfügbaren Funktionen zur Plausibilisierung im Arbeitsbereich nutzen den Sachverhalt des „Nicht-öffnenden“ Druckbegrenzungsventils bei Vollast (PRVMon) sowie der Plausibilisierung der Ansteuerdauerim Leerlauf (Tab. 1). Beide Verfahren erlauben nur eine einseitige Diagnose sind zudem bzgl. Auflösung limitiert. Tabelle 1: Übersicht Raildruckplausibiliserungsverfahren Heavy Duty SW: Basis

SW: Erweitert

HW: Dualer Raildrucksensor

Offset: Druckvergleich Umgebungsdruck nach Standzeit

PRVMon: Öffnungsdruck Druckbegrenzungsventil PLM: Ansteuerdauer Leerlauf

Vergleich der Signale beider Wheatstonebrücken im gesamten Arbeitsbereich

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Um die zukünftige OBD-Zertifizierbarkeit von NKW-Systemen auf dem US-Markt sicherzustellen, stellt ein dualer Raildrucksensor eine mögliche Maßnahme zur Erfüllung der Anforderungen dar. Neben der Plausibiliserung des Raildrucks kann der duale Sensor auch zur Unterstützung der Erfüllung einer weiteren CARB-Forderung an das Einsspritzsystem herangezogen werden. Im Detail fordert die CARB die Emissions-korrelierte Überwachung von Mengenfehlern, die sich gleichartig auf alle Injektoren auswirken. Als ein wesentlicher Fehlermode kann hier die Verstimmung des Raildrucks benannt werden, der mit einem dualen Sensor geeignet überwacht werden kann.

3.2 Beispiel 1b): Anwendungsmöglichkeit dualer Raildrucksensor für direkteispritzende Benzinsysteme Abbildung 8 zeigt die Komponenten eines Benzindirekteinspritzungssystems. Dem Dieselsystem vergleichbar finden sich Niederdruck- und Hochdruckkreislauf mit den Komponenten Rail und Raildrucksensor zur Regelung des erforderlichen Drucks. Im Gegensatz zur direkten Montage des Druckbegrenzungsventils am Rail liegt hier eine Integration innerhalb der Hochdruckpumpe vor. Bei Überschreitung des zulässigen Systemdrucks öffnet das Ventil zur Niederdruckseite.

Abbildung 8: Aufbau GDI Einspritzsystem

Entsprechend Diesel fordert die US-OBD-Gesetzgebung auch für Benzin eine geeignete Plausibilisierung des Raildrucks. Abbildung 9 beschreibt den Ablauf zur Detektion eines Raildruck-Offsetfehlers [1]. Zunächst wird nach hinreichender Standzeit wie bei Diesel der Raildruck mit dem

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Fuel pressure

Umgebungsdruck verglichen. Da jedoch das Benzinsystem im Vergleich zum Diesel bei geringerem Systemdruck eine höhere Dichtheit aufweist, kann zunächst nur ein Fehlerverdacht gesetzt werden. Um endgültig auf einen Offsetfehler zu schließen, ist Bestätigung durch die systemische Gemischdiagnose erforderlich.

Fuel pressure higher than expected at key-on Faulty signal Expected signal

Pre-condition cycle and cold soak Key on, Prime, crank and start ECU alive

Time

Sensor Fault suspicion Sensor error detected Dependent

Fuel system error detected (Fuel mixture diagnosis)

Abbildung 9: Ablauf Raildruckplausibilisierung für GDI

Ein Steigungsfehler des Raildrucksensors ist heute ebenfalls über die Gemischdiagnose zugänglich. Eine erweiterte SW-Lösung unter zu Hilfename des PRV Öffnungsdrucks ist denkbar, jedoch zum einen technisch limitiert und zum anderen aus Geräuschgründen in der Regel unerwünscht. Als Lösungsansatz zur Verbesserung der Pin-Pointing-Situation ohne Komforteinschränkung bietet sich auch hier die Verwendung des dualen Raildrucksensors an. Abbildung 10 & 11 zeigen das Bosch-Produkt, das unter der Verwendung einer Membran über 2 redundante Wheatstone-Brücken zur Signalauswertung verfügt.

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Abbildung 10: Dualer Raildrucksensor

Abbildung 11: Wheatstone Brücken

3.3 Beispiel 2: Systemübergreifende, drehzahlbasierte MisfireFunktion Während die Diagnose von Zündaussetzern für Benzinfahrzeuge in Teil-und Vollast aufgrund der möglichen Schädigung des Dreiwegekatalysators schon seit langem Bestandteil der ODB-Gesetzgebung ist, war für Dieselfahrzeuge von PKW bis NKW die nicht über eine Zylinderdruckindizierung verfügen bislang nur eine Überwachung von Aussetzern im Leerlauf erforderlich. Mit dem Update der Heavy-Duty-Gesetzgebung in 2013 hat die US-Behörde erweiterte Aussetzererkennung zunächst für Heavy und Medium Duty Fahrzeuge definiert. Beginnend mit MY16 müssen die betroffenen Fahrzeugklassen zunächst nur einen Drehzahl-Lastbereich kleiner 75% Volllast und Maximaldrehzahl überwachen, wobei für NKW auch der Bereich unterhalb 20% Volllast ausgeblendet werden kann (Tabelle 2). Ab MY19 erfolgt eine Ausweitung des Teillastbereiches auf Volllast und Maximaldrehzahl. Ausgeblendet bleibt allein ein schmaler Bereich oberhalb 50% Maximaldrehzahl bei geringer Last bis und 10%. Für PKW erfolgt nach aktuellem Vorschlag die Einführung der erweiterten Aussetzererkennung in Teil- und Volllast jeweils um 3 Modelljahre verzögert.

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Tabelle 2: Übersicht Arbeitsbereichsanforderungen Misfire US für PKW, NKW, Diesel, Benzin & Gas PC/LD und MD Diesel

HD Diesel

PC/LD Benzin (Gas)

HD Gas

Die Einführung Vollbereichsmisfire Gas-betriebene NKW-Motoren mit O=1 wird entsprechend Benzin-PKW erfolgt mit MY18. Während das Fehlerkriterium für Diesel auf 5% festgelegt ist, fordert die Gesetzgebung für Benzinfahrzeuge und Gasmotoren zusätzlich zur Kat-schädigenden Rate die Demonstration des Emissionsbezugs, wobei die relevanten Standards nicht mehr als um einen Faktor 1,5x überschritten werden dürfen. Als System-übergreifender Ansatz, der zudem im Gegensatz zu Verfahren über Zylinderdruck, Klopf- oder Ionenstromsensoren keine zusätzliche Sensorik erfordert, bietet sich eine Drehzahl-basierte Methode, für die auf PKW-Benzin-Seite bereits umfangreiche Erfahrungen vorliegen. Als Diagnosemerkmal findet dabeidie sogenannte ´Engine Roughness´ (1) Verwendung, die sich aus der Differenz der quadratischen Segmentdrehzahl ergibt.

ER ~ nk2  nk21

(1)

Um spezifischen Belangen einer vereinheitlichten Funktion gerecht zu werden, wurde ein neues Modul entwickelt, dessen Grobstruktur im Blockdiagramm der Abb. 12 wiedergeben ist.

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Abbildung 12: SW-Struktur vereinheitlichte Aussetzererkennung

Haupblöcke sind Segmentdrehzahlauswertung (SigCalcn), Freigabebedingungen (RelsCons), Aussetzererkennung (Detn) sowie Interface (Stn) und Supportmodule (Suprt). Ein Anpassung an den jeweiligen Einsatzzweck ist durch freie Konfigureierbarkeit der Module gewährleiste. Die Markteinführung in Nordamerika erfolgt zunächst im Marktsegment Diesel Medium Duty, die erste Anwendung in einem Gas-betriebenen Nutzfahrzeug wurde erfolgreich validiert.

Literaturverzeichnis [1] Dr. Markus Willimowski, Dr. Walter Lehle – SAE OBD-Symposium, Anaheim – USA Sept. 2014

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PLENUM

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_11

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung – Lösungen und Ansätze von Bosch Actual and Future Requirements of Exhaust Gas Treatment – Solutions and Approaches provided by Bosch Christian Stach, Dr. Manfred Dürnholz, Dr. Carsten Becker Robert Bosch GmbH

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Zusammenfassung Die Verschärfung der Abgasgesetzgebung in Verbindung mit einer fortlaufenden CO2-Limitierung bzw. weiteren Senkung des Kraftstoffverbrauchs im Nutzfahrzeugbereich wird zukünftig hocheffiziente SCR-Systeme erfordern. Um den Anforderungen gerecht zu werden, hat Bosch auf der AdBlue®-Einspritzseite einen modularen Spraybaukasten zur Anwendung in unterschiedlichen Applikationen entwickelt. Zusätzlich rückt auch das Thema AdBlue®-Gemischaufbereitung immer mehr in den Vordergrund. Hierzu wurde speziell für Nutzfahrzeug-Anwendungen eine mischerlose Drall- bzw. Swirl-Mischstrecke entwickelt mit Fokus auf geringem Gegendruck, sehr guter Vermischung des Abgases mit dem eingespritzten AdBlue® bei gleichzeitig hoher Robustheit gegenüber Ablagerungen. Gleichzeitig steigen auch die Anforderungen aus der On-Board-Diagnose insbesondere zur SCR-Katalysatorüberwachung; basierend auf einer neuen NOx-Sondengeneration mit schneller Taupunktendeerkennung und einem Steuergerätemodell, basierend auf passivem wie aktivem Monitoring des Katalysators, kann ein robustes und präzises Überwachungskonzept auch für sogenannte Hoch-NOx-Anwendungen in einem Bereich bis zu 8 g/kWh zur Verfügung gestellt werden. Damit lassen sich aus Sicht der Abgasnachbehandlung die aktuellen wie auch zukünftigen Anforderungen des Dieselantriebs im Hinblick auf Emissionsziele und Kraftstoffverbrauch sicher erfüllen.

Summary The concurrent further tightening of the exhaust gas emission legislation with the target of CO2 reduction and improvement of the fuel economy will require high-efficient SCR systems in the near future. Bosch has developed a modular spray portfolio kit to cope with the requirement in different kind of applications. In addition, the topic of DEF mixture preparation is coming more into focus of engineering at Bosch. Therefore, a so called swirl mixer element especially for commercial vehicle applications has been developed, taking into account lowest backpressure at highest mixing uniformity and robustness against DEF related deposits. At the same time the requirements from the On-Board-Diagnosis system are increasing, especially for the monitoring of the SCR catalyst. Based on a new generation of NOx sensors with a very fast dew point detection capability, a sophisticated ECU model with a combined passive and active monitoring algorithm can be provided. We consider this concept as robust and accurate, even for highest NOx engine out emission in a range of 8 g/kWh. From the perspective of the exhaust gas treatment we can fulfill the current and future requirements for the diesel powertrain regarding emission targets and fuel reduction.

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Einleitung Die weltweite Verschärfung der Abgasgesetzgebung und der CO2-Ziele insbesondere in Europa aber auch in den USA erfordern weiterhin enorme Anstrengungen in der Entwicklung, sowohl auf der Seite der Verbrennung als auch auf Seite der Abgasnachbehandlung. Während sich im PKW-Segment aktuell ein Trend auf Basis SCRkatalytisch beschichteter Dieselpartikelfilter zu ultrakompakten, multifunktionalen Abgassystemen abzeichnet [1], ist im Nutzfahrzeug- und Offhighway-Bereich ein Trend zu sogenannten Hoch-NOx-Motoremissionen in Verbindung mit HochEffizienz SCR-Systemen (in Kombination mit Dieselpartikelfiltern) zu beobachten. Zum einen kann der Motor hierdurch verbrauchsoptimal betrieben werden, zum anderen können die notwendigen Kühlleistungen für die AGR reduziert oder im Fall von keiner AGR sogar vollständig eliminiert werden. Dadurch können neben dem dafür erforderlichen Bauraum auch entsprechende Aggregatkosten eingespart werden. In der Konsequenz ergeben sich für die Abgasnachbehandlung zwei wesentliche Herausforderungen: Zum einen die Darstellung höchster NOx-Umsatzwirkungsgrade über die gesetzliche Lebensdauer, zum anderen insbesondere für den NutzfahrzeugOnRoad-Bereich ein Diagnosekonzept zur Überwachung des verschärften NOx-OBDGrenzwertes. Für beide genannte Herausforderungen hat Bosch Lösungen entwickelt, die in diesem Beitrag vorgestellt und vertiefter diskutiert werden.

Marktsituation In der Marktprognose ist weiterhin mit einem weltweiten Anstieg bei dieselbetriebenen Fahrzeugen für den Onroad-Bereich zu rechnen; bis 2021 wird eine jährliche durchschnittliche Steigerungsrate von 1,8% vorhergesagt, wobei auf der Nutzfahrzeugseite im Bereich mittelschwerer und schwerer Nutzfahrzeuge der Anstieg von 1,5% etwas moderater verläuft (Abbildung 1). Stärkste Treiber für das Wachstum sind neben China und Indien auch die USA, während in Europa weiterhin aufgrund der eher stagnierenden wirtschaftlichen Lage, insbesondere in den südeuropäischen Ländern, mit einem leichten Rückgang von ca. 1,0% zu rechnen ist. Rechnet man den Nutzfahrzeuganteil in Europa und USA zusammen, so werden in 2021 ca. 42% aller produzierten Fahrzeuge den anspruchsvollsten Abgasgesetzgebungen unterliegen. Die weitere Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs wird dabei zunehmend an Bedeutung gewinnen, wie die aktuellen Diskussionen um die Ausgestaltung einer möglichen CARB2020-Gesetzgebung bereits unter Beweis stellen, d.h. Limitierung der NOx-Emissionen bis auf 0,02 g/hp bei gleichzeitiger gesetzlicher CO2- bzw. Verbrauchslimitierung.

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Abbildung 1: Prognose Produktionsvolumen Dieselfahrzeuge/ Nutzfahrzeuge MD/HD (weltweit nach Regionen)

Hoch-NOx-Motorapplikationen im NutzfahrzeugSegment – Herausforderungen und Lösungen Es besteht ein deutlicher Bedarf die bisherigen Emissionskonzepte weiter zu entwickeln, da mit der Emissionsreduzierung auch deutlich höhere technische Anforderungen in Form von Wirkungsgraden (Effizienz) und Robustheit als in der Vergangenheit gestellt werden. Hierbei führt vor allem die vermehrte Fokussierung auf eine ganzheitliche Optimierung des Systems dazu, dass z.B. die bisher im Nutzfahrzeug-Markt (CV) nahezu flächendeckend eingesetzte Abgasrückführung durch die Möglichkeiten der mittlerweile hochentwickelten Abgasnachbehandlung reduziert bzw. eliminiert werden kann. Dabei kommt der Stickoxidreduzierung eine wesentliche Rolle zu, welche im Folgenden weiter betrachtet wird. Am Beispiel von Abbildung 2 ist eine heute übliche Motorenapplikation – unter Einsatz von Abgasrückführungsmaßnahmen – mit ca. 4 g/kWh NOx-Rohemission angenommen. Mit dem Ziel, die gesetzlichen Emissionsvorgaben (Euro VI) sicher zu erreichen, ergibt sich eine typische NOx-Konversionsrate von > 92%. Bei einem Wegfall oder deutlicher Reduktion von AGR-Maßnahmen und daraus folgend ca. doppelter NOx-Rohemission wird eine nachmotorische NOx-Konvertierung von nunmehr > 96% benötigt.

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Abbildung 2: Hoch-NOx-Applikationen und die abgeleiteten Herausforderungen zur Emissionsminderung

Den Vorteilen des Wegfalls der AGR (Steller, Kühlaggregate, Integration) und einer möglichen CO2-Einsparung (bedingt durch thermodynamische Wirkungsgradverbesserung sowie aerodynamischen Freiheitsgraden für die Zugmaschine) stehen deutlich erhöhte Anforderungen an das SCR-Abgasnachbehandlungssystem gegenüber. Obwohl eine Erhöhung der NOx-Konvertierungsraten von nur ca. 4% erzielt werden muss, bedeutet dies nahezu eine Verdopplung der AdBlue®-Dosiermenge mit entsprechenden drastisch gestiegenen Anforderungen an die Reduktionsmittelaufbereitung wie robuste Einbringung, Verteilung und Verdampfung im Abgas sowie an die funktionale Überwachung und Diagnose aus OBD-Sicht. Im weiteren Verlauf dieser Ausarbeitung wird am Beispiel einer CV-typischen Abgas-Box auf die zuletzt genannten Herausforderungen eingegangen (s. Abbildung 3).

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Abbildung 3: Technische Herausforderungen am Beispiel einer CV-Abgas-Box

Dosier-Modul & Spraybaukasten Die Einbringung des Reduktionsmittels AdBlue® erfolgt stromaufwärts des SCRKatalysators in der Gemischaufbereitungsstrecke. Dieser Bereich ist aufgrund einer Vielzahl unterschiedlichster Anwendungs- und OEM-Anforderungen oftmals sehr individuell gestaltet und stellt neben dem SCR-Katalysator eine Schlüsselstelle für die Effizienz und robuste Funktion der NOx-Reduktion dar. Hierbei müssen oft gleichzeitig sehr unterschiedliche Anforderungen wie gravierende Bauraumeinschränkungen, hohe Temperaturen, hohe absolute Dosiermengen, große Bandbreite der Dosiermengen und präzise Dosiergenauigkeit erfüllt werden. Desweiteren bestehen u.a. vielfältige Anforderungen an die Spraygeometrie aufgrund der unterschiedlichen Mischstrecken-/MischerGeometrie. Da im dynamischen Motorbetrieb der Einfluss der Abgasbedingungen (Strömungsgeschwindigkeit, Temperatur, Druck) auf die Sprayausbreitung noch zusätzlich vorhanden ist, kann die Ausgestaltung der Mischstrecke nicht standardisiert erfolgen, sondern muss auf die Applikation angepasst erfolgen [3]. Daher wurden die Bosch Dosiermodule der DNOX-Dosiersysteme in Form eines Spraybaukastens entwickelt (Abbildung 4), welcher ein breites Spektrum von Anwendungsmöglichkeiten bei kleinen Dosiermengen (LD, MD) bis hin zu CVtypischen Hoch-NOx-Anwendungen abdecken kann. Generell wird im Baukasten zwischen turbulenten Sprays und drallbehafteten, vollkegeligen Sprayformen unterschieden. Je nach Anwendungsfall können Spraygeometrien mit engen Winkeln von 16-23° bis zu weiten Winkeln von bis zu 56° gewählt

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

werden, der sog. Sautter-Mean-Diameter (SMD) variiert zwischen 50 und 100 µm. Die Auswahl des geeigneten Sprays muss immer in Verbindung mit der anwendungsbezogenen Mischstrecke betrachtet werden. Eine generelle Aussage bzw. Definition eines optimalen Sprays lässt sich nicht ableiten. So fördert zwar ein Spray mit sehr kleinen Tropfendurchmessern die Verdampfungsrate in der Mischstrecke, allerdings haben diese kleinen Tröpfchen aufgrund ihrer geringen Massenträgheit und Impulskraft eine geringe Penetration in den Abgasmassenstrom; es können lokale Wirbel, z.B. an der Eindüsung oder große Geschwindigkeitsunterschiede zwischen Abgas und Tropfen zu schlechter Vermischung und zu lokaler Übersättigung, Wandfilmbildung und damit AdBlue®-bedingten Ablagerungen führen. Daher werden SMDTropfendurchmesser kleiner als 50 µm für die meisten Anwendungsfälle als nicht zielführend bzw. aus Gesamtsystemsicht als nicht robust genug betrachtet. Zur besseren Integrierbarkeit wird das Dosiermodul (DM) in der zukünftigen Generation DM2.6 mit reduzierten Abmessungen eine nochmals verbesserte Kühlung und damit thermische Robustheit aufweisen. Temperaturen von bis zu 160 °C (kurzzeitig bis zu 180°C) erschließen enge und/oder heiße Einbausituationen, welche bisher nicht ausreichend robust dargestellt werden konnten.

Abbildung 4: Baukasten mit AdBlue®-Sprayerzeugern und die neue Generation DNOX Dosiermodul 2.6

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Im Design gibt es eine große Bandbreite von Ausgestaltungsmöglichkeiten der AdBlue®-Mischstrecke. Neben bewährten und bekannten Rohrmischstrecken oder den sehr kompakten und oft individuellen Kurzmischstrecken mit integrierten statischen Mischern, z.B. Flügel- oder Klappenmischer, wird im Nutzfahrzeugbereich auf einen äußerst geringen Gegendruck, nicht zuletzt wegen des Einflusses auf den Kraftstoffverbrauch, geachtet. Bei Bosch bzw. dem Tochterunternehmen Bosch Emission Systems GmbH & Co. KG beschäftigt man sich mit der konstruktiven Ausgestaltung als auch der kompletten Fertigung von Abgasanlagen und in diesem Rahmen auch mit Mischstrecken zur Gemischaufbereitung von AdBlue® [2], [4]. Die Anforderung geringer Gegendrücke der Abgasanlage führte auf ein Konzept, in dem auf ein übliches statisches Mischerelement verzichtet wurde (Abbildung 5). Um eine gute Verteilung, Verdampfung als auch Robustheit gegenüber Ablagerungen zu erzeugen, wird stromauf der AdBlue®Dosierstelle das Abgas durch ein Drallelement in Rotation versetzt, das Reduktionsmittel wird dabei zentral in das Auge des Strömungswirbels eingesprüht. Hierbei kommt es sowohl auf die Drall- oder Rotationsenergie (=Druckverlust) als auch die für diese AdBlue®-Aufbereitungsstrecke angepasste Spraygeometrie an.

Abbildung 5: Das „Swirl“-Element-Mischkonzept mit Zielanwendung hauptsächlich für CVAbgas-Boxen

Durch die Dosierposition, den erzeugten Drall und den entsprechend gewählten Sprayeigenschaften findet ein kontrollierter Kontakt des zu verdampfenden Reduktionsmittels mit der Rohrwand statt. Durch die Drallintensität wird hierbei der Wärmeübergang vom Abgas hin zum Rohr kontrolliert. Die Neigung zur Ablagerungsbildung kann minimiert werden.

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Die endgültige Vermischung des verdampften Reduktionsmittels mit dem Abgas findet in der Umlenkung nach dem Mischrohr hin zu den beiden parallel gestalteten SCRKatalysatoren statt. Abbildung 6 zeigt den komplexen Strömungsweg in der Abgasführung als auch die Drallströmung im unteren Teil des Aufbaus; die Strömung wird dabei im linken unteren Bereich in einen Drall versetzt und tritt am rechten Rand in den Diffusor aus, um sich auf eine parallele SCR-Katalysatoranordnung zu verteilen.

Abbildung 6: „Swirl“-Prinzip: Merkmale und Optimierung anhand CFD-Simulation

Anhand von detaillierten CFD-Simulationen wurden die Strömungseigenschaften und die Robustheit gegenüber Ablagerungen (hier nicht dargestellt) unter Einbeziehung mehrerer Betriebspunkte in Teillastbereichen bis Volllast systematisch untersucht. Dabei ist es wichtig, im Hinblick auf eine hinreichende Ablagerungsrobustheit das Spray und die Geometrien so zu wählen, dass nur eine begrenzte zu verdampfende AdBlue®-Menge pro betrachteter Oberfläche in Rohrwandkontakt gerät [4]. Dieser als sog. „Spray-Surface-Load“ (SSL) – Flächenbelastung in [g/cm² s] – bezeichnete Parameter ist abhängig von der Oberflächentemperatur des benetzten Bauteils so zu wählen, dass ein ausgeprägter Wandfilm minimiert wird. In verschiedenen untersuchten Betriebspunkten zeigt die mithilfe von CFD optimierte Swirl-Mischstrecke (hier gepaart mit einem sog. 6-Loch-Injektor) unter den vorgegebenen Bauraumbegrenzungen hervorragende Ergebnisse hinsichtlich der Güte der Gemischaufbereitung, s. Abbildung 7. Der NH3-Gleichverteilungswert beträgt für jeden der beiden parallel angeordneten SCR-Katalysatoren sehr gute 98%.

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Abbildung 7: Reduktionsmittelverteilung in der 2-flutigen Katalysatoranordnung einer Abgas-Box

Basierend auf der mittels CFD-Simulation ausgelegten Mischstrecke konnte die Wahrscheinlichkeit zur Bildungsneigung von festen AdBlue®-Ablagerungen als sehr niedrig angenommen werden. Zur Überprüfung und Bestätigung der Annahme wurden gezielte Worst-Case-Dauerlaufversuche auf einem Motorenprüfstand durchgeführt. Hierbei wurde mittels Endoskop in regelmäßigen Abständen auf eine mögliche Ablagerungsbildung hin die Mischstrecke im Innenbereich optisch untersucht. Selbst nach 63 Stunden Dauerlauf (Abbildung 8) zeigen sich im Teillastbereich (Massenstrom ca. 630 kg/h, Abgastemperatur ca. 295 °C) bei hohen AdBlue®-Dosiermengen nur geringe, vernachlässigbare Spuren am Dosiermodulflansch und keine sichtbaren Ablagerungen innerhalb der Mischstrecke. Weitere Untersuchungen im Fahrbetrieb, insbesondere unter schwachlastig-dynamischen Bedingungen, sind geplant, um die Validierung der Funktion nachhaltig abzurunden.

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Abbildung 8: Ergebnis Motorprüfstandsdauerlauf mit Blick auf Ablagerungsrobustheit

Emissionsergebnisse (WHTC) Abbildung 9 zeigt die Emissionsergebnisse vom Motorenprüfstand unter dynamischen Bedingungen (WHTC). Sowohl bei konventioneller NOx-Rohemssionseinstellung des Motors bei ca. 4 g/kWh als auch bei bis zu 7,4 g/kWh („Hoch-NOx-Applikation“) zeigen sich hervorragende NOx-Umsatzraten bis zu 99% im Warmtest. Der Emissionsgrenzwert von 0,4 g/kWh wird auch bei der Hoch-NOx-Applikation im WHTC (Wichtung Kalt-/Warmtest = 14%/86%) deutlich unterschritten. Damit konnte demonstriert werden, dass die vorgestellte Swirl-Gemischaufbereitung die an sie gestellten Ansprüche hinsichtlich notwendiger hoher Dosiermengen, ausreichender Ablagerungsrobustheit und hinreichender Gemischaufbereitungsgüte im Hinblick auf gute Gleichverteilung erfüllt und damit die hohen geforderten NOxUmsatzraten bei geringen Gegendrücken ermöglicht.

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Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Abbildung 9: Gemessener Gesamt-NOx-Umsatz im WHTC

Herausforderungen an die On-Board-Diagnose (OBD) Neben der Herausforderung, die höchsten NOx-Umsatzraten robust darzustellen, muss gemäß der Abgasgesetzgebung das System auf korrekte Funktionsweise im Betrieb überwacht werden. Dabei wird der sog. OBD-Schwellwert, bei dem bzgl. der NOx-Emissionen ein Systemfehler erkannt wird, von 1,5 g/kWh auf 1,2 g/kWh ab 2016 weiter gesenkt (Abbildung 10, links). Ausgehend von einer Hoch-NOx-Applikation von 8 g/kWh mit dem robusten Emissionsziel von 0,32 g/kWh bedeutet dies, dass eine NOx-Umsatzreduzierung von 96% auf 85% – also lediglich von 11% – im realen Betrieb über Lebenszeit sicher detektiert werden muss, s. Abbildung 10. Dabei sind Fehldiagnosen im Sinne des Betreibers (Notlauf, Ausfallzeiten) unbedingt zu vermeiden. Hierzu ist eine Weiterentwicklung der bisherigen OBD-Überwachungs-Logik und Methodik und das Zusammenspiel mit verlässlicher, robuster Sensorik von entscheidender Bedeutung, da die aktuellen Algorithmen und Methoden an ihre Grenzen stoßen.

578

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Abbildung 10: Herausforderungen aufgrund der EU VI OBD Grenzwertabsenkung in Bezug auf NOx

Befinden sich die Motorrohemissionen oberhalb des OBD-Grenzwertes, was eher die Regel als die Ausnahme ist, dann lassen sich prinzipiell zwei Methoden, das passive und das aktive Monitoring anwenden (Abbildung 11). Während die passive Überwachung basierend auf den NOx-Signalen vor und nach Katalysator das Umsatzverhalten bewertet, wird bei der aktiven Methode das Absinken des Ammoniak-Speicherverhaltens des SCR-Katalysators ermittelt [1]. Insbesondere bei Zeolith-haltigen SCR-Katalysatoren (kupfer- oder eisenbasiert) besteht ein direkter Zusammenhang zwischen Schädigungsgrad des Zeolithen, z.B. durch thermische Belastung oder chemische Vergiftung und der katalytischen Aktivität im Hinblick auf die NOx-Konvertierung. Einen ähnlichen Zusammenhang findet man auch bei den 3-Wege-Katalysatoren bei den Benzinanwendungen, wobei hier die Sauerstoffspeicherfähigkeit (OSC) ebenfalls mit der Aktivität bzw. dem Schädigungsgrad korrespondiert. Das passive SCR-Monitoring-Verfahren kann je nach Applikationsreifegrad bis ca. 4 g/kWh NOx-Motoremissionen eingesetzt werden. Darüber hinaus wird empfohlen, das aktive Verfahren zusätzlich zum passiven Verfahren einzusetzen. Hierbei wird durch gezieltes Entleeren und Dosieren von AdBlue® bzw. Ammoniak der Wirkungsgrad des SCR-Katalysators über die NOx-Sensorsignale vor bzw. nach Katalysator ermittelt. Da geschädigte SCR-Katalysatoren immer noch einen Restwirkungsgrad haben, gilt es genau diesen Grenzfall auszufiltern. Die Herstellung dieser sog. OBD-Grenzmuster erfolgt meist aufwändig durch gezielte Alterung, z.B. in einem

579

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Hydrothermal-Ofen, wobei eine Restkonvertierungsrate im Testzyklus von 1,2 g/kWh (=OBD Schwellwert) anzustreben ist. Der Nutzen der Information über die bestehende (Rest-) NH3-Speicherfähigkeit setzt zum einen eine tiefere Kenntnis über das Alterungsverhalten des Katalysators voraus. Hierfür ist wiederum die Methodik des Alterns ein Schlüsselfaktor, um einen gezielt gealterten Grenzwert-Katalysator schnell und preiswert darzustellen. Zum anderen bedarf es eingehender Kenntnisse, um Methodik und Applikation der ineinandergreifenden Überwachungsstrategie gezielt und sicher zu bedaten.

Abbildung 11: Zunehmend komplexere Ansätze für die OBD-Diagnose mit steigender MotorNOx-Rohemission

Bei der SCR-Katalysatorüberwachung wird während des Testzyklus (WHTC) die AdBlue® Dosierung gezielt abgeschaltet (Abbildung 12, Phase 1) und der NH3Speicher auf diese Weise bis auf ein definiertes Niveau entleert. Anschließend wird über einen bestimmten Zeitraum AdBlue® dosiert bzw. überdosiert (Abbildung 12, Phase 2), so dass sich bei einem intakten Katalysator (FUL=Full Useful Life) ein hoher Umsatzwirkungsgrad wie in diesem Fall von ca. 98% ergibt (Abbildung 12, blau gekennzeichneter Punkt). Bei einem geschädigten Katalysator (OBD Katalysator), der unter WHTC Testrandbedingungen lediglich einen Emissionswert von 1,2 g/kWh erreicht, ergibt sich mit der gleichen Entleer- und Befüllprozedur ein Wirkungsgrad von ca. 33% (Abbildung 12, rot gekennzeichneter Punkt). Die hierbei hohe Trennschärfe des Verfahrens von 65%-Punkten in dem gewählten Applikationsbeispiel zeigt eindrucksvoll, dass geschädigte Katalysatoren im Sinne einer OBD-Erkennung sicher detektiert werden können.

580

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

In Summe zeigt sich das wichtige Zusammenspiel von Funktionsmodellentwicklung und Modellkalibrierung, um das volle Potenzial auszuschöpfen. Damit stehen neben den notwendigen NOx-Sensoren alle wesentlichen Kernelemente – passive und aktive Überwachung des SCR-Katalysators – als Bausteine zur Erfüllung verschärfter OBDAnforderungen auch bei hohen NOx-Rohemissionen des Motors zur Verfügung.

Abbildung 12: OBD-Monitoring – Applikationsbeispiel für die aktive SCR Katalysatorüberwachung durch kontrolliertes Entleeren und Anfüllen des NH3-Speichers des Katalysators. NOx-Rohemission des Motors ca. 7 g/kWh im WHTC.

Referenzen [1] Samuelsen, D.; Gerhardt, J.; Strobel M.; Lüders, H.; Scherer, S.: With Diesel into the Age of Super Ultra Low Emission Vehicles; 14th Stuttgart International Symposium, 2014 [2] Ohrnberger, T.; Becker, C.; Härle, H.; Non-road machinery emission strategies and resulting requirements for SCR systems; 14th Stuttgart International Symposium, 2014 [3] Lüders, H.; Burger M.; Krüger M.; Trompeter, F.-J.; Non-road mobile machinery emission strategies and resulting requirements for SCR systems; 12th Stuttgart International Symposium, 2012 [4] Becker, C.; Ohrnberger, T.; Lüders, H.; Härle, H.; Birkhold, F.; Jaruvatee, C.; Integrated SCR Systems for Future OHW Emission Requirements – AdBlue Mixture, Deposits and Pressure Drop; 7th Emission Control, Dresden, 2014

581

Aktuelle und zukünftige Herausforderungen in der Abgasnachbehandlung …

Danksagung Die Autoren möchten sich an dieser Stelle bei Herrn Dr. Dirk Heilig und Herrn Dipl.Ing. Kamran Khani (beide Bosch Emission Systems GmbH) sowie Herrn Dr. Dirk Samuelsen und Herrn Dipl.-Ing. Tobias Pfister (beide Robert Bosch GmbH) herzlich für ihre Beitäge zur Erstellung des Manuskriptes bedanken.

582

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan Keiji Ohtsu, Managing Officer, Chief Officer of Technology Strategy Automobile R&D Center, Honda R&D Co., Ltd./Präsident AICE, Japan

583

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

2ND INTERNATIONAL ENGINE CONGRESS 2015 ENGINE TECHNOLOGY IN THE VEHICLE

584

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Environmental and Energy Issues

Seriousness of Issue

Present

Energy

Global warming

Air pollution

Shift to renewable energy Fuel Cell Electric Vehicles Electric vehicles

Enhancement of automobile fuel efficiency

CO2 reduction, etc.

Reduction of noxious components in exhaust gas (CO, HC, NOx, etc.)

Hybrid vehicles Natural gas vehicles

Reduction of pollution

Era

There are demands to stop global warming through CO2 reduction and the use of alternative energy.

585

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

IEA 450ppm Long-term Scenarios and IPCC Message Report concerning possibility of global warming due to human activities (CO2 emissions)

“It is extremely likely (95%)”

5th Assessment Report WG1 (Physical Science Basis)

September

Warming of the climate system is unequivocal. It is extremely likely that human activities have been the dominant cause of 2013 warming since the mid-20th century. The change in global mean surface temperatures for 2081-2100 relative to 1986-2005 is projected to likely be in the range of 0.3Υ to 4.8Υ.

IEA World Energy Outlook 2014 CPS: Current Policies Scenario ‒ ‒ Temperature rise 5.3Υ‒ CO2 950ppm in year 2200 Emissions peak in year 2070

Oil demand

NPS: New Policies Scenario ‒ ‒ Temperature rise 3.6Υ‒ CO2 660ppm in year 2200 Emissions peak in year 2050 450: 450 Scenario ‒ ‒ Temperature rise 2Υ‒ CO2 450ppm in year 2200 Emissions peak in year 2018 Oil price

A peak-out in global oil demand is needed

Integration of energy security and global warming discussions Trends in Fuel Economy Regulations in Various Countries Around the World Data : ICCT

Liters per 100 Kilometers (Gasoline Equivalent) normalized to NEDC Test Cycle



86 &DQDGD 0H[LFR (8 -DSDQ &KLQD 6.RUHD ,QGLD %UD]LO

Solid lines : historical performance Dashed lines : enacted targets Dotted lines : proposed targets or targets under study





 Mexico 2016: 6.5

S. Korea 2015: 6.3

Brazil 2017[3] : 6.3

 China 2020[1] : 5.0



India: 4.8

Japan 2020: 4.5



EU 2021: 4.1

US 2025[2] : 4.4 Canada 2025: 4.4

[1] China's target reflects gasoline vehicles only.

 2000

2005

2010

2015

2020

2025

Various countries have begun discussions on fuel economy regulations for the year 2020 and thereafter.

586

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Trends in Fuel Economy Regulations and Fuel Economy Performance

JC08Comb. Comb.Fuel FuelEconomy Economy (km/L) JC08 (km/L)

Catalog fuel economy

Tax incentives for fuel economy

Automobile fuel economy is increasing yearly in line with tax incentives.

US Comb. Fuel Economy Unadj. (MPG)

ṲNorth America - Midsize Sedan

ṲJapan - Minicar

Catalog fuel economy

Fuel economy regulation

Automobile fuel economy is increasing yearly in line with tightening of regulations.

Fuel economy regulations are being tightened around the world, and we are entering an era in which technologies for enhancing fuel economy are introduced successively in a short time.

Estimated Number of Future Powertrain Units Source: IEA-MMo2012

FCEV EV PHEV

Diesel

PHEV Diesel

Hybrid CNG/LPG

Gasoline

When hybrids are included, sales of internal combustion engines are projected to increase until 2040.

It is important that internal combustion engines evolve further for the future.

587

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Honda Environmental Roadmap Pursuit of uncompromising FUN and environmental performance

Joy and freedom of mobility

ṾSPORT SPORT HYBRID SH-AWD SH AWD output ṾHigh-output turbocharger

ṾOctane Octane boost ṾAT AT with increased gears Downsized turbo engine ṾDownsized

FUN

DCT ṾDCT AWD ṾSH-AWD

ṾPopularization of FCV HLSI ṾHLSI

in MMD ṾPlug-in Ṿi-MMD Ṿi-DCD DCD ṾStoichiometric A/F direct injection ṾCylinder Cylinder deactivation

Ultimate FUN

Ṿi-VTEC

ṾCompact Compact diesel

ṾNew New CVT ṾLean Lean A/F direct injection ṾClean Clean diesel

ṾFIT FIT EV ṾFCX Clarity

ṾCVT ṾIMA

ṾVTEC

CO2 reduction

ṾFCX

Nonuse of fossil fuels

Toward a sustainable society

Environment

Honda constantly aims to pursue uncompromising FUN and environmental performance.

588

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Honda Environmental Roadmap Pursuit of uncompromising FUN and environmental performance

Joy and freedom of mobility

ṾSPORT SPORT HYBRID SH SH-AWD AWD ṾHigh-output output turbocharger

ṾOctane Octane boost ṾAT AT with increased gears Downsized turbo engine ṾDownsized

FUN

DCT ṾDCT ṾSH-AWD AWD

ṾPopularizati on of FCV HLSI ṾHLSI

in MMD ṾPlug-in Ṿi-MMD Ṿi-DCD DCD ṾStoichiometric A/F direct injection ṾCylinder Cylinder deactivation

Ultimate FUN

Ṿi-VTEC

ṾCompact Compact diesel

ṾNew New CVT ṾLean Lean A/F direct injection ṾClean Clean diesel

ṾFIT FIT EV ṾFCX Clarity

ṾCVT ṾIMA

ṾVTEC

CO2 reduction

ṾFCX

Nonuse of fossil fuels

Toward a sustainable society

Environment

Honda constantly aims to pursue uncompromising FUN and environmental performance.

Honda Gasoline Engine Formation

Fun

High-output V6 twin-turbo engine 2.0 L class

High-output LHigh output 2.0 L class turbo engine

1.5 L class

KCar

1.5 L class

2.0 L class

2.4 L class

3.5 L class

1.0 L and 1.5 L Lclass turbo engines 1.0 L class

Newly developed gasoline NA engines (2012 and onward)

Efficiency

Development of a gasoline engine lineup capable of meeting a wide range of needs

589

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Fun

Honda Transmission Formation

8-speed DCT with torque converter

1.5 L class

Mini

2.4 L class

5AT Newly developed CVT series

Efficiency Development of a transmission lineup capable of meeting a wide range of needs

Focus Points for Enhancing Fuel Economy Drive system

• Reduction of waste heat loss

Thermal efficiency 39%

Friction

Friction Thermal Combus losstion

• Reduction of friction

Thermal efficienc y 50%

Thermal loss

loss 22%at mode center of gravity load Heat balance

Body

ᵑᵐᵃ

ṲExpansion of the ratio range • Increased gears / gearless

ᵑᵎᵃ

ᵐᵖᵃ

CVT

5AT

Transmission efficiency ᵐᵒᵃ ᵕᵓᵃ

Air resistance

8DCT 6AT

ᵐᵔᵃ

Electrification

Reduction of travelling energy ṲReduction • Weight reduction is the key to reducing travelling energy.

ᵑᵒᵃ

Ratio range

Waste heat loss

Waste heat loss

ᵣᵬᵥ༏јྙ

ὉReduction of thermal loss inside cylinders

ṲEnhancement of transmission efficiency

Increased gears / gearless

Engine ṲEnhancement of thermal efficiency

ᵖᵎᵃ

ᵖᵓᵃ ᵗᵎᵃ ᵲᵍᵫˡᢋјྙ

ᵗᵓᵃ

Enhancement of HEV system efficiency ṲEnhancement

Acceleration resistance

Range affected by

Rolling vehicle weight resistance

*Contribution to travelling energy in JC08 mode

• Evolution of HAW MOT • Evolution of power semiconductors • Highly efficient compact battery pack

MOT PCU BATT

ṲRegeneration of braking energy n conventional vehicles • Lightweight, compact and low-cost capacitors

Enhancement of fuel economy in all vehicle areas including powertrain, body, heat management and energy management.

590

ᵏᵎᵎᵃ

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Fun

Honda Sports Hybrid Formation

Super Handling All-Wheel-Drive Intelligent Multi-Mode Drive

SH-AWD

PHEVᴾ

MMD i-MMD

Intelligent Dual Dual-Clutch Driveᴾ

i-DCD DCD CR CR-Z ACCORD New INSIGHT CIVIC

FREED FIT

First-generation INSIGHT

FIT SHUTTLE

Efficiency Development of a Sports Hybrid lineup capable of meeting a wide range of needs.

i-MMD Overall System Configuration US Combine FE: 47 MPG (Note: Reference vehicle 30 MPG)

Overall configuration

DC cable

Power Control Unit ὉInverter ὉVoltage control unit ὉMotor control unit

Intelligent power unit ὉDC/DC converter ὉBattery control unit ὉHigh-capacity Li-ion battery ὉOnboard charger *PHEV exclusive

Charge lid *PHEV exclusive

Atkinson cycle engine

Electric coupled CVT ὉClutch ὉMotor / Generator

Achieving both world’s highest efficiency and smooth and sporty performance.

591

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Issues for Realizing a Low-CO2 Society Infrastructure

Cost

Infrastructure

Range

Battery

Technology Challenge

Infrastructure Challenge

FCV BEV

Cost

More weight More size

Large Battery More Cost

Range

Plug-In Hybrid

More Power

Cost

Infrastructure

Package

Hybrid Increased efficiency Enhancement of combustion

ICE

Low friction

Increased efficiency

Downsizing Weight reduction

ὉὉὉ ὉὉὉ

In addition to further evolution of powertrain technology, construction of new infrastructure is also a major issue.

Main Specifications of New FCV Specification Fuel cell stack output

100 kW or more

Cruising range

700 km or more *1

Seating capacity

5 passengers

Hydrogen tank filling pressure

70 MPa (700 times normal atmospheric pressure)

Filling time

Approx. 3 minutes *2 *1 Value measured by Honda in JC08 mode *2 The filling time may vary according to the hydrogen filling conditions.

592

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Solar Hydrogen Station ṸSystem Configuration Production Electricity supply CIGS thin-film solar cell

Supply

Storage Hydrogen supply

Hydrogen storage

To the vehicle

35 MPa Water Supply

Tap water

Grid

High-pressure hydrogen tank

High-pressure Water electrolysis unit

Dispenser

ṸSolar Hydrogen Station in Saitama Prefecture

Produces 1.5 kg of hydrogen in 24 hours. 1.5 kg of hydrogen enables travel for approximately 150 km.

A Solar Hydrogen Station is also being researched and developed as a hydrogen supply unit for household use. Division of Roles of Next-Generation Personal Mobility

City – downtown area

City – suburb

Outer Suburb = Low Emission = Zero Emission

Electric 2 Ele 2-wheel -wheel scooter scoote

Personal Mobility

In city area, ITS will be applied to escape traffic congestion and reduce CO2 emissions.

EV

HEV PHEV FCV

Downtown Skyscrapers /Condos Government/Company offices Department stores Theater/Large-scale facilities Large Hospitals

ᴾ

Suburb

Outer Suburb

Low buildings /Small housesᴾ Supermarkets/ Stations Schools/Univ. Medium Hospitals

Large houses Large shopping malls Airports

593

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Diversifying Powertrain Technology Increasing complexity and diversification of engines Primary energy

Powertrain

Gasoline

Conventional vehicles

Diesel

& HV

Coal

Synthetic liquid fuel

Plants

Biofuel

Uranium

Electricity

Hydroelectric, solar, geothermal

Hydrogen

PHV

EV

FCV

Explosive increase in control conformance load

Increasing numbers of projects Control scale

Gas fuel

Next-generation technologies

Natural gas

Basic technologies

Oil

Automotive fuel

Development process time d15 2 201 5 201 0 d 200 5

Number of projects

Diversifying powertrains and related conformance development are placing pressure on resources.

594

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Change in Engine Framework Innovation Cycle

Number of frameworks

Mass production of 5 frameworks in 2 years ֲ12 frameworks including hybrids and derivatives

Mass production of 5 frameworks in 8 years

9 frameworks including hybrids and derivativesְ

V6

i-VTEC

i-DSI

i-DSI

Further downsizing and supercharging

i-VTEC

Year 1995

2000

2005

2010 2011 2012

2013ᴾ 2014ᴾ ᴾ ᴾ ᴾ ᴾ

Demands for rapid enhancement of fuel economy and the shift to hybrid engines are requiring framework development that exceeds current development capabilities, and these trends are expected to further accelerate in the future.

595

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Difference Between Japanese and European Development Styles

Competition Companies: ᴾ High development burden, delayed technology, high human resources development burden Universities: ᴾ Fewer students entering science and technology, depletion of future human resources

Competition Cooperation Industry-academia-government cooperation helps universities and research institutes achieve active and efficient innovation and nurture engineers.

In Europe, industry, academia and government cooperate to both increase research efficiency and nurture engineers. Comparing the Difference Between Japan and Europe to “Crossing a Mountain”

Horizontal specialization

EU’s choice эRoles were distributed and tunnel construction started.

Vertical integration

Japan’s choice эEach company built its own road over the mountain.

Perception of current situation

Once the tunnel opens, a shortcut called “efficiency” is obtained and development speeds were increased. Illustrations: Copyright 2011 Yuriko Sato

Japan’s internal combustion engine industry is approaching a development style transition point.

596

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

History of AICE ᵲᶆᶃᴾᶐᶃᶑᶃᵿᶐᶁᶆᴾᵟᶑᶑᶍᶁᶇᵿᶒᶇᶍᶌᴾᶍᶄᴾᵟᶓᶒᶍᶋᶍᶒᶇᶔᶃᴾᵧᶌᶒᶃᶐᶌᵿᶊᴾᵡᶍᶋᶀᶓᶑᶒᶇᶍᶌᴾᵣᶌᶅᶇᶌᶃᶑ 2011

Diesel

2012

2013

2014

JSAE Study group

AICE

Petrol

JSAE Study group

Serious discussions across barriers and sharing of ideas э Establishment of the research & development partnership

597

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Establishment of AICE The Research Association of Automotive Internal Combustion Engines

With the strong will of each company and the interest of all the many people involved, AICE is currently administered by nine automobile companies and two organizations.

Approaches of AICE Ṳᴾ Saving R&D costs and resources Ṳᴾ Benefitting from technologies amassed in academia Ṳᴾ Concentrating resources on core technologies

Automakers Core technologies of each automaker Automaker utomaker A

Automaker B

Automaker C

Common issues and challenges facing participating automakers

Challenges in creating new values The Research Association of Automotive Internal Combustion Engines (AICE)

Universities research institutes Ṳᴾ Collecting information regarding business needs Ṳᴾ Great opportunity for nurturing human resources Ṳᴾ Enhancing technological strengths

598

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

National AICE Projects

Cabinet Office

METI

JST (Japan Science and Technology Agency)

Supported financially Funded financially

SIP‫ق‬Cross-Ministerial Strategic Innovation Promotion Program‫ك‬

“Innovative combustion technology”

“Research project to develop technology of clean diesel engine”

Research and Development to Advance Clean Diesel Engine Technology Projects Subsidized by the Ministry of Economy, Trade and Industry Basic Research on EGR Deposit Inhibition Technology

Basic Research to Enhance DPF Functions

Research performed by: National Institute of Advanced Industrial Science and Technology, Ibaraki University

Air

Intercooler

Throttle valve E

EGR valve

Research performed by: Waseda University, Japan Automobile Research Institute, National Institute of Advanced Industrial Science and Technology

Air filter

EGR cooler

Basic Research on White Smoke Inhibition Technology Turbo Turbo Turbo supercharg supercharg supercharg er er erE

Research performed by: Japan Automobile Research Institute, Waseda University

Throttle valve E

Exhaust pipe injection valve Electronically controlled highpressure fuel injection system

Basic Research to Enhance DPF Regeneration Functions Research performed by: Japan Automobile Research Institute, Hokkaido University, Kyoto University, Doshisha University, Waseda University, National Institute of Advanced Industrial Science and Technology

Exhaust

Exhaust gas purification system (Oxidation catalyst + DPF + NOx reduction catalyst)

Basic Research on Innovative NOx Reduction Catalyst

DPF Simulation Applied Research Research performed by: Waseda University, Japan Automobile Research Institute

Research performed by: The University of Tokyo, Waseda University, Yokohama National University, Hiroshima University, Tokyo Institute of Technology Hokkaido University, National Institute of Advanced Industrial Science and Technology

Basic and applied research is being performed on after-treatment for clean diesels.

599

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

SIP䠄Cross-Ministerial Strategic Innovation Promotion Program䠅 Quoted from materials produced by the Cabinet Office, Government of Japan

Background of Founding Prime Minister Abe

10 Policy Issue Themes Targeted by SIP

We aim to become number ⚾䛯䛱䛿෌䜃ୡ⏺୍䜢┠ᣦ䛧䜎䛩䚹 one in the world again. ୡ⏺୍䛾䛯䜑䛻䛿䚸䛺䜣䛸ゝ䛳䛶䜒 To aim for number one, the 䜲䝜䝧䞊䝅䝵䞁䛷䛩䚹 key is innovation. Prime Minister’s comments at the 107th ➨107ᅇ⥲ྜ⛉Ꮫᢏ⾡఍㆟䛷䛾⥲⌮Ⓨゝ meeting of the Council for Science and Technology Policy

¾ Innovative combustion technology ¾ ¾ ¾ ¾ ¾ ¾

•㻌 Comprehensive Strategy on Science, Technology and Innovation (STI) (Cabinet decision dated June 7, 2013) •㻌 Japan Revitalization Strategy (Cabinet decision dated June 14, 2013)

¾ ¾

Reinforcement of control tower functions of the Council for Science, Technology and Innovation

¾

Council for Science, Technology and Innovation

Next-generation power electronics Innovative structural materials Energy carrier Next-generation technology for ocean resources exploration Autonomous cruising (automatic driving) system Technologies for maintenance/upgrading/ management of infrastructures Reinforcement of resilient function for preventing and mitigating disasters Technologies for creating next-generation agriculture, forestry and fisheries Innovative design/manufacturing technologies

䕿 The Council for Science, Technology and Innovation selects themes that are essential for society and also key for Japan’s economic and industrial competitiveness. 䕿 These efforts stretch across government departments and industrial sectors. 䕿 Promotion of streamlined R&D with a focus on the consecutive process from fundamental research to practical application and commercialization Use of regulations, systems, special zones, government procurement, etc. Also maintaining an awareness of conformance with international standards. 䕿 An intellectual property system that makes it easy for businesses to strategically use the fruits of research.

The AICE Committee for Combustion Research cooperates as a forum SIP䛄㠉᪂ⓗ⇞↝ᢏ⾡䛅ㄢ㢟䛻ᑐ䛧䛶䛿䚸 for industry regarding “SIP Innovative Combustion Technology” issues. AICE䛾⇞↝◊✲ጤဨ఍䛜⏘ᴗ⏺䛾❧ሙ䛸䛧䛶༠ຊ Overview of SIP “Innovative Combustion Technology” Theme Ṹ Goals Realization of innovative combustion technology that achieves a maximum thermal efficiency of 50% or more (the current maximum is approximately 40%) for compact internal combustion engines mounted in passenger cars and other vehicles to contribute to energy saving and CO2 reduction. In addition, maintaining and strengthening the competitiveness of Japan’s automotive industry by nurturing world-class internal combustion engine researchers and creating a continuous industry-academia-government cooperation system. *CAE: Computer-aided engineering

Ṹ Budget scale Approximately 2 billion yen annually (FY 2014)

600

(1) Research on gasoline combustion

Highly efficient combustion control (2) Research on Modeling of physical diesel phenomena

㻌

Ṹ Main research contents The technical themes for achieving 50% are divided into (1) to (4) and positioned as research themes.

(3) Research on

combustion

• Super-lean combustion control and CAE* • Rapid quiet combustion • Pursuit of efficiency by • Supercharging clean low-temperature • Pursuit of efficiency by highcombustion volume EGR

㻌

(4) Research to reduce loss Enhancement of combustion using exhaust heat • Reduction of mechanical loss • Enhancement of supercharger performance

㻌

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Research Teams & Researchers „ Public offering

¾ Researchers were recruited by public offering from June 13th and appointed at the end of September.

„ Requirements for applicants

¾ We required applicants for each research field to compose a team consisting of a lead researcher from a university, cluster researchers and supporting company. ¾ In addition, innovative research was required as elemental technology for each research field.

¾ Program budget will be invested in researchers, not supporting companies. Control Technology Team Univ. of Tokyo

HONDA MITSUBISHI

Kaneko, Shigehiko

Diesel Combustion  Team Kyoto Univ. Ishiyama, Takuji ᴾ

MAZDA NISSAN

ᴾᴾ

Gasoline Combustion Team Keio Univ. Iida, Norimasa

Loss Reduction Team Waseda Univ.

TOYOTA FUJI

Daisyo, Yasuhiro

SUZUKI DAIHATSU

Control Gr.

Injection Gr.

Knocking Control Gr. 

Mechanical loss Gr.

Sub-model Gr.

Afterburning Gr.

Flame Propagation Gr.

Turbocharging Gr.

Core-software Gr.  

Combustion Noise Gr.

Ignition Gr.  

Fuel reforming Gr. 

19 Cluster Univ. 18 Cluster Univ. 23 Cluster Univ. 16 Cluster Univ.

AICE’s Future Vision

Industry

Present

5 years later

10 years later

Coordinated values Common issues AICE established

Establishment of a cooperative model that makes use of Japanese strengths

Lead the world with technology Stimulate technical competition

Technology

Needs Technology

Research institutes

Academia

Government

Technology

Seeds Commencement of collaborative research in close cooperation with industry

Common issues and starting support

People

Technology

People

People

People

Vitalizing and increasing the mobility of research, technology and human resources

Competition and cocreation by domestic and overseas research and academic institutions to produce high-value research

Continuous strategic collaboration on various issues such as energy and industrial competitiveness

Construction of a sustainable research system by strengthening cooperation between industry, academia and government.

601

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

Request to Related Industries

It is essential that this circle be further expanded for this approach to produce greater results. To achieve this we ask for the cooperation and support of everyone in related industries.

602

Concerning Future Powertrain Trends and Industry-Academia Cooperation in Japan

In Conclusion... 9 The evolution of internal combustion engines is a key issue worldwide.

9 Japan can contribute technologically to the world by promoting the evolution of internal combustion engines. 9 These efforts (the evolution of internal combustion engines) help support the automotive industry, which is a key part of Japan’s industrial infrastructure. 9 The industry-academia collaboration system in Japan is still fragile. 9 Companies and universities must strive together. 9 Open innovation on an international scale is also needed to address global issues.

Open Innovation for Future ICE≆

603

TEIL II NFZ-MOTORENTECHNOLOGIE

INTERNATIONALISIERUNG – BAUKÄSTEN

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_12

Challenge and solution for HD engine to fulfill Beijing V and Euro VI Dr. Qin Li, Director of Product Development, Weichai Power Co., Ltd., China

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

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Lokale Globalisierung Dr. Elmar Böckenhoff, Vice President, Global Truck Powertrain Engineering, Co-Autoren: Wolfgang Weller, Jürgen Lehmann, alle Daimler AG

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

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NEUE TECHNOLOGIEN FÜR VERBRENNUNG – LADUNGSWECHSEL – MECHANIK – EINSPRITZUNG

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_13

Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long Haul Trucks Heimo SCHREIER Helmut THEISSL Christoph PRIESTNER Herwig OFNER AVL List GmbH, Graz

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

1 Introduction The development of commercial vehicle on-road applications, such as long haul trucks or busses, is driven by the optimization of the total cost of ownership (TCO) which relates the initial product cost with operating cost. Long haul truck applications have high annual mileage at high engine loads. Thus the operating costs dominate the total cost of ownership. Consequently lowest possible fuel consumption is one of the major drivers for long haul truck applications all over the world. The engineering focus over the last decades was to meet the demanding regulations for pollutant emissions. To meet these challenges commercial vehicle manufacturers implemented highly advanced emission reduction technologies. However, the new challenges are the CO2/GHG regulations which are currently implemented. Figure 1 gives an overview on the status of these regulations for the major commercial vehicle markets.

Figure 1: Global emission regulations for heavy duty on-road engines

The new CO2 / GHG standards enforce improvements not only on the engine itself but requires additionally an efficiency increase of the entire powertrain and a reduction of the vehicle resistances (air resistance, rolling resistance, etc.).

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

1.1 Engine downspeeding One of the potential measures to improve the powertrain efficiency is downspeeding of the combustion engine by adjustment of the rear axle ratio of the driveline. This reduces the engine speed and consequently increases the engine load for constant power output. Downspeeding results in an increase of the brake thermal efficiency of the combustion engine as the load point shifts to a higher specific load and the losses are reduced.

Figure 2: Increased engine load by engine downspeeding at constant power

Downspeeding affects the performance of the entire powertrain with respect to driveability and comfort. As shown in Figure 2, the maximum BMEP level of the engine has to be increased to provide the same power output and to enable same vehicle driveability.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

1.2 Today’s load collective of a modern diesel engine in a long haul truck application Figure 3 illustrates a representative load spectrum of a typical heavy duty long haul truck in Europe. Considering today’s typical driveline layouts, the maximum allowed vehicle speed of 85 km/h results in an engine speed of approx.1200 rpm in the highest gear. At full load conditions the relevant engine speed area is spreading and covers a speed area of approx.1000 – 1400 rpm which results in the typical T-shape on the engine map. Hence, the engine speed area of approx.1200 rpm is the most relevant one during part load operation of heavy duty long haul trucks in Europe, defined as road load speed.

Figure 3: Load collective of a 40 ton European long haul truck

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

The actual power demand of the truck engine is mainly influenced by the topography of the route. The power demand to operate the fully loaded truck on flat highway conditions is approx. 80-100 kW depending on the individual vehicle specifications. The share of full load operation is mainly defined by the slope of the route.

1.3 Engine downspeeding – a well-known technology Already since several years a clear trend towards lower rear axle ratios could be observed on the market. This trend is directly linked with the downspeeding of the combustion engine. The left picture of Figure 4 shows the development of the final drive ratios over time, the right picture shows the corresponding engine speed levels to operate a truck on the highway at 85 km/h in the top gear. It can be seen that during the last 10 years the final drive ratio has been reduced from 3.0 to 2.5 and the corresponding engine speed level has been reduced from 1400 rpm to 1200 rpm accordingly.

Figure 4: Trend of rear axle ratios in Europe during past years

The potentials and challenges of a continuation of this trend shall be analyzed and answered in the following chapters.

2 Fuel saving potential of engine downspeeding As already mentioned above, the downspeeding concept shifts the engine operation point to lower speeds and higher loads. This usually improves the efficiency of the engine. The engine efficiency is determined by the indicated thermodynamic cycle efficiency and the engine friction which includes the parasitic losses.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Downspeeding benefits mainly from the friction reduction with decreasing engine speed. The influence of the indicated thermodynamic cycle efficiency is considerably lower. However, the thermodynamic boundary conditions have to be adjusted to the lower engine speed. This means that the turbocharger matching and the combustion settings have to be adapted to gain the full potential of downspeeding.

2.1 Impact of downspeeding on the engine friction For a defined engine design the engine friction considerably increases with increasing engine speed and slightly increases towards higher loads. The friction losses are expressed in terms of the friction mean effective pressure (FMEP). They consist of the energy dissipation in sliding contacts and the energy consumption of auxiliaries. Figure 5 shows the friction losses versus engine speed of a heavy duty engine under motored conditions. It can be seen that FMEP steeply increases versus engine speed and that the main drivers for this steep increase are the crankshaft, the coolant pump and the lube oil pump.

Figure 5: Speed dependency of motored FMEP of an IL6 heavy duty engine

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Figure 6: Load dependency of FMEP (related to motoring FMEP) of an IL6 heavy duty engine at 1200 rpm

The engine speed and load dependent effects of the friction can be quantitatively extracted from Figure 7. It shows the FMEP in percent of BMEP (black isolines) which shall be defined as “relative friction mean effective pressure”. As one can see, a reduction of engine speed from 1200 rpm to 1000 rpm at a constant power level of 80 kW provides a 3% reduction potential (12% ĺ 9%) of relative friction mean effective pressure.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Figure 7: Relative Friction Mean Effective Pressure – FMEP in [%] of BMEP

In this context it should be noted: If a constant indicated engine efficiency is considered, the change in relative friction mean effective pressure is equivalent to the corresponding fuel consumption benefit. Due to the steep gradient of the relative friction mean effective pressure at low loads the fuel saving potential of downspeeding is highest at low loads. At high load conditions downspeeding can provide a very limited fuel saving only.

3 Influence of downspeeding on driveability, driveline requirements and engine full load characteristics The following chapters describe the applied analysis methodology as well as the impact of downspeeding from 1150 rpm road load speed to 1000 rpm on vehicle performance.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

3.1 Analysis methodology: Integrated vehicle-powertrainsimulation To analyze the full effect of engine downspeeding on the entire powertrain an integrated vehicle model is necessary to handle the complex interactions between the subsystems. This approach considers all important parts of the vehicle such as the combustion engine, the aftertreatment system, the automated manual transmission, the rear axle and the vehicle with its inertia and its air and rolling resistances. For this study, an Euro VI European long haul truck and its powertrain was modelled in “AVL CRUISE- M Driveline” and coupled with a real time capable engine model in “CRUISE-M Engine” and an exhaust aftertreatment system model with “AVL CRUISE-M Aftertreatment”. With this vehicle model a predefined real world test cycle was simulated. This means that a representative driver model approximated a demanded vehicle velocity profile. The control of the engine, the aftertreatment system, the transmission and the vehicle related actuators are carried out by individual controllers which are simplified to the most important control algorithms. Besides the fuel consumption especially the vehicle drivability, the number of necessary gear shifts, the dynamic load response of the engine as well as the emissions upstream and downstream the aftertreatment system were assessed by this modelling approach. The transient engine out and tailpipe emission have been considered during the system modelling, however the results shall not be further discussed in this paper.

Figure 8: Integrated vehicle system simulation in “AVL CRUISE-M”

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

With this modelling approach the most suitable powertrain system parameters can be defined already during early development phases (e.g. concept definition phase). Specifically, it can be used to specify the base engine design and to define the cooling and lubrication package.

3.2 Influence of downspeeding on fuel consumption and vehicle driveability A real world driving cycle of a European long-haul truck was applied to the simulation model described above. The driving cycle was defined by the vehicle speed and the altitude profile. The average speed of the cycle was 83 km/h, the total driving distance was 200 km. Table 1 summarizes the most important powertrain specifications of the truck, which has been analyzed. Table 1: Euro VI long haul truck specifications (baseline) Engine Specification

Transmission: Final drive:

12 liter, 6 cylinder, in-line, TCI Injection System: Common Rail, approx. 2000 bar BMEP – rated: 19 bar @ 1800 rpm BMEP – max: 23 bar @ 1000 – 1400 rpm AMT, 12 speeds top gear in direct drive Hypoid axle final drive ratio: 2.5

The following three powertrain configurations have been analyzed: a. Today’s standard powertrain layout with a road load speed of 1150 rpm (baseline) b. A powertrain with a reduced rear axle ratio resulting in a road load speed of 1000 rpm without modifications of the engine full load characteristics c. The combination of a powertrain with a reduced rear axle ratio resulting in a road load speed of 1000 rpm and an increased full load characteristics of the combustion engine The comparison of the two different downspeeding concepts (without and with increased full load characteristics) can be seen in Figure 9. In these diagrams the actual engine load points of the applied real world driving cycle are displayed in the corresponding BSFC maps.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Figure 9: BSFC maps and BMEP levels for downspeeding from 1150 to 1000 rpm

Table 2 summarizes the most important results of the three analyzed powertrain configurations. Table 2: System simulation results for different powertrain concepts Engine speed @ 85 km/h vehicle velocity

max. BMEP

max. PFP

Number of gear shifts

Cycle BSFC

Baseline

1150 rpm

23 bar

200 bar

16

100 %

Baseline full load curve + reduced rear axle ratio

1000 rpm

23 bar

200 bar

36

98.5 %

Adjusted full load curve + reduced rear axle ratio

1000 rpm

27.5 bar

240 bar

16

98.0 %

Downspeeding without modification of the full load torque characteristic By reducing the rear axle gear ratio the road load speed is reduced from 1150 rpm to 1000 rpm. As the full load characteristics are kept unchanged an earlier downshift is necessary to provide the demanded power under full load conditions. With such a downspeeding strategy the cycle fuel consumption improves by 1.5 % because the cycle BMEP increases in average from 10.0 bar to 11.4 bar. However, the vehicle driveability deteriorates significantly as the number of gear shift events approximately doubles compared to the base configuration.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Downspeeding with adjusted full load torque characteristic The torque characteristic was increased in a way that the power at 1000 rpm is equivalent to the power of the baseline at 1150 rpm. This increases the maximum BMEP level from 23 to 27.5 bar. By applying this full load characteristic the number of gear shift events of the downspeeded version can be kept at the level of the baseline. The fuel consumption saving increased to 2.0%. To gain the full potential of downspeeding the thermodynamic parameters (e.g. turbocharger match) have to be adjusted to the lower engine speed level. As a consequence, this requires increased boost pressures. With advanced single stage charging concepts (improved aerodynamics) sufficiently high boost pressure levels can be achieved which still provide high charging efficiencies. However, also 2-stage charging concepts with intermediate charge air cooler will be necessary. This depends on the defined BMEP level as well as the EGR strategy and the required altitude performance. The necessary increase of the BMEP level results in an increase of the peak firing pressure potential (Figure 10). This usually requires significant base engine modifications. 3000

3000

160

240

140

1000

200 160

120

120

100

500

80

80

0 800

1000

1200

1400

Engine Speed [rpm]

22 0

2000

320 180

1500

1000

1800

240

14 0

200 160

12 0

500

120

100

80 40

80

40

1600

280

16 0

0 800

1000

1200

Power [kW]

280

Power [kW]

180

1500

Brake Mean Effective Pressure [kPa]

320

2500

0 20

2000

5 19

Brake Mean Effective Pressure [kPa]

240 2500

1400

1600

1800

Engine Speed [rpm]

Figure 10: Peak firing pressure level [bar] depending on full load characteristics

4 Influence of downspeeding on base engine design Due to the downspeeding concept the load of the engine increases. Therefore, important component dimensions (e.g. bearing diameters) have to be adjusted accordingly.

626

Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Table 3 clusters the required design modifications which are necessary to operate the engine on the individual PFP demands. The critical components are the crankshaft and the crankshaft bearings. They must sustain the increased torsional vibrations, crankshaft strength and bearing loads. Consequently, bearing diameters will increase. However, due to the application of advanced materials, e.g. three-layer or sputter bearings, the diameter does not increase steadily with the raising load. For PFP concepts up to 300 bar there is a higher risk that the cylinder head and first piston ring temperatures exceed the allowed limits. Consequently, emphasis must be laid to apply an adequate cylinder head and liner cooling concept. Additionally, oiland coolant flow rates have to be increased to manage the higher power at the reduced engine speed. Table 3: Impact of PFP levels on base engine design and base engine cost Base Engine Design Impacts

PFP ” 210 bar

PFP ” 250 bar

PFP ” 300 bar

Main- and crankpin journal diameter

0

§ +10 % (depending on stroke and bearing material)

§ +15% (depending on stroke and bearing material)

0

0

0

GJL GJL Conrod bearing: 3 layer Main bearing: 2 layer 0 0 0 0 0 0 0

CGI GJL Conrod bearing: sputter Main bearing: Al, 2 or 3 layer § +2 % § +17 – 20 % 0 0 0 Ĺ § +8%

CGI CGI Conrod bearing: sputter Main bearing: 3 layer § +4 % § +40 % 0 0 0 ĹĹ § +12%

Main- and crankpin journal width Cylinder head material Cylinder block material Bearings Material Oil flow rate Coolant flow rate Piston group *) Conrod length *) Stroke / bore ratio *) Bore distortion Base engine cost

*) For the different PFP levels there is no dedicated trend for friction relevant piston group design modifications as well as for the conrod length and stroke-bore ratio. Accordingly the friction investigation was done by assuming the same piston design, conrod ratio and stroke to bore ratio for all three variants (baseline 200 bar PFP, 250 bar PFP and 300 bar PFP).

627

Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Some of the required engine design changes increase the FMEP significantly. In order to quantify the contributions of the individual design modifications, a friction assessment was carried out. Figure 11 depicts the total engine FMEP at different road load speeds. For a given 200 bar PFP base engine design a speed reduction from 1200 rpm (left bar) to 1000 rpm (middle bar) results in a FMEP reduction of 10%. The PFP increase to 250 bar due to downspeeding requires larger crankshaft bearing diameters and higher oil- and coolant pump flows. Additionally, it increases the power consumption of the high pressure fuel pump (HPFP). All these changes lead to higher FMEP levels which are illustrated in Figure 11 (right bar). As a consequence the FMEP benefit of downspeeding to 1000 rpm is finally reduced to 3%.

Figure 11: Full load FMEP characteristics for 200 bar and 240 bar PFP base engine design

Finally, downspeeding was pushed even further. Consequently a 300 bar PFP base engine design was applied to engine speeds of 1000 rpm and 800 rpm. At 800 rpm a BMEP of 34 bar is necessary.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Such a 300 bar PFP base engine design definitely further increases the engine friction due to the necessary design modifications. The FMEP results can be seen in Figure 12. Downspeeding of such a 300 bar PFP engine design to 1000 rpm increases the FMEP by 4% compared to the 1200 rpm 200 bar PFP base engine design. Further downspeeding to 800 rpm overcompensates the disadvantage of the necessary design modifications and finally leads to a 14% FMEP reduction compared to the baseline version.

Figure 12: Full load FMEP characteristics for 200 bar and 300 bar PFP engine design

5 Summary & conclusions Engine downspeeding is a promising concept for fuel economy improvement in long haul truck applications. AVL performed system simulations to quantify the remaining fuel saving potential and to analyze the corresponding challenges. Specifically the required base engine design modifications and the consequent changes in engine friction have been considered.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

The following conclusions can be drawn: Ɣ Pure downspeeding without adjustment of the full load characteristics improves the cycle fuel economy by 1.5%. However, the number of gear shifting events considerably increases (it approximately doubles). Ɣ In a second step the torque characteristic was increased in a way that the power at 1000 rpm is equivalent to the power of the baseline at 1150 rpm. This increases the maximum BMEP level from 23 to 27.5 bar and the peak firing pressure from 200 bar to 250 bar. By applying this full load characteristic the number of gear shift events of the baseline version can be kept. The fuel consumption saving increases to 2.0%. Ɣ To gain the full potential of downspeeding the thermodynamic boundary conditions have to be adjusted. This means that the turbocharger matching and the combustion settings have to be adapted accordingly. The increase of the PFP to 250 bar requires significant design changes for the base engine. These are in particular larger crankshaft bearing diameters and higher oil- and coolant pump flows. Additionally, the increased fuel injection quantities increase the power consumption of the high pressure fuel pump. All these changes lead to higher FMEP levels however, they are still overcompensated by the benefits of downspeeding to 1000 rpm Finally, the downspeeding was pushed even further – to a road load speed of 800 rpm. The necessary 300 bar PFP base engine design would result in a further FMEP increase. Nevertheless, such a concept would still achieve a benefit in the overall friction if compared to the baseline (1200 rpm/ 200 bar PFP). However, also disadvantages must be considered such as engine size, weight and cost as well as necessary driveline modifications (e.g. vibration damper, transmission with higher torque capability) and extremely high boost pressure levels. From today’s standpoint these disadvantages of such an aggressive downspeeding concept can’t be sufficiently compensated by the corresponding additional fuel saving benefits. The fuel saving potential of downspeeding decreases due to the necessary adaptations of the base engine design caused by the higher PFP demand. This can be seen in Figure 13.

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Potentials, Challenges and Limits of Downspeeding for Commercial Engines in Long …

Figure 13: BSFC potential of different downspeeding concepts

6 References – “Die Aufladung als Schlüssel zur weiteren Verbrauchsreduktion am modernen Nutzfahrzeug-Dieselmotor“; H. Theissl, et al; AVL List GmbH; 19. Aufladetechnische Konferenz, 2014 – “Neuer, ganzheitlicher Ansatz zur Antriebsstrang-/Fahrzeug-Simulation für frühzeitige Konzeptentscheidungen trotz Parametervielfalt“; M. Kordon, et al; AVL List GmbH; MTZ-Fachtagung "VPC.plus", 2014 – “Potentials and challenges for next generation HD diesel engines”, H. Schreier, et al; AVL List GmbH; SAE HDD Emissions Control, 09/2014 – “Kraftstoffeffizienz als Herausforderung zukünftiger Nutzfahrzeugantriebe“; W. Schöffmann, et al; AVL List GmbH; VDI-Motorenkongress, 02/2014 – “Fuel Efficiency as Challenge for Future Commercial Vehicle Engines”, H. Sorger, et al; AVL List GmbH; MTZ 12/2012 – “Challenges to the base engine structures of future MD & HD engine commercial vehicle engines”, W. Schöffmann, et al; AVL List GmbH; VDI-conference, 2012

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor Dipl.-Ing. Thomas Rinkens Dr.-Ing. Percin Ayanoglu Dipl.-Ing. Franz Gerd Hermsen Dr.-Ing Yves Rosefort

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

1 Einleitung Aufgrund der gesetzlichen Vorgaben zur Limitierung der Schadstoffemissionen warten moderne Euro VI Nutzfahrzeug-Dieselmotoren mit aufwendiger Abgasnachbehandlung auf. Der nun aktuelle Entwicklungstreiber liegt in der Reduktion der Treibhausgase, mit dem Haupt-Augenmerk, den Kraftstoffverbrauch zu senken. Neben den Technologien zur Energierückgewinnung aus dem Abgas, ist die Reduktion der Reibung im Triebwerk erforderlich, um die zukünftigen Verbrauchsziele zu erreichen. Hier sind die Kraftstoff-Ersparnisse aus der Reibungsreduktion zwar geringer als bei PKW-Motoren, was den Betriebspunkten der Nutzfahrzeug-Motoren geschuldet ist, aber dennoch lohnt es sich, dieses CO2-Potential zu erschließen. Die Mehrkosten für die Reibungsreduzierungsmaßnahmen sind mitunter niedriger als die komplexer neuer Technologien wie Hybridisierung oder Energierückgewinnung. Daher sind diese Maßnahmen von erheblicher Bedeutung und können bei der Entwicklung neuer Motoren bereits in der Konzept-Phase berücksichtigt werden. Zur Auslegung eines neuen Motors muss zu Beginn über die konzeptionelle Ausrichtung des Motors entschieden werden. Konzepte wie „Downspeeding“ oder Downsizing zum Vorgänger-Motor werden hier festgelegt. Das „Downspeeding“ hilft, durch eine Drehzahlreduktion, den Betriebspunkt zu einem thermodynamisch verbesserten Wirkungsgrad zu verschieben. Unter Berücksichtigung der Anpassungen des gesamten Antriebsstrangs, lässt sich bei einer Reduktion des Drehzahlniveaus um 100 min-1 ein verringerter Zyklusverbrauch um etwa 1% erzielen, der neben dem Wirkungsgrad auch der geringeren Reibung bei niedrigerer Drehzahl geschuldet ist.

Bild 1: Reibungsverminderung durch Downspeeding

Das Potential ist, wie im Bild 1 dargestellt, vom Drehzahlniveau des betrachteten Motors abhängig. Da bei neuen Nutzfahrzeugmotoren oftmals bereits eine Drehzahlre-

634

CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

duktion umgesetzt wurde, ist eine weitere Absenkung nur in Kombination mit einer Erhöhung des maximalen Drehmoments zu niedrigeren Drehzahlen möglich [1]. Ein anderes Konzept ist das Downsizing, das zunächst eine Reduktion des Hubvolumens beschreibt. Um einen Vergleich zwischen einem 6 und einem 4 Zylindermotor ziehen zu können, muss der 4 Zylindermotor mit einer höheren spezifischen Leistung ausgestattet werden, wozu in der Regel eine zweistufige Turboaufladung erforderlich wird. Durch zweistufige Turboaufladung sind hohe Spitzendrücke darstellbar und die dadurch verbundenen Maßnahmen, die Motorenkomponenten für die erhöhte thermische und mechanische Belastung zu ertüchtigen, erhöhen die Bauteilkosten deutlich. Ein Kostenvergleich in Bild 2 zeigt, dass Downsizing finanziell nur attraktiv ist, wenn auch die Anzahl der Zylinder reduziert wird. Auch unter der Erwägung des Einsatzes von Ausgleichswellen zur Beseitigung der freien Massenkräfte zweiter Ordnung ergeben sich für den 4 Zylindermotor Kostenvorteile. [2] Nach dem Downsizing liegt der 4-Zylinder Motor auf einem vergleichbaren Reibungsniveau wie der 6-Zylinder Motor bei gleichem Hubvolumen.

Bild 2: Effekt des Downsizing und Reduktion der Zylinder-Anzahl auf die Motor-Kosten

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

2 Konstruktive Maßnahmen zur Reibungsreduktion am Triebwerk Betrachtet man zunächst die Entwicklungstrends, so ist festzustellen, dass bereits viele Maßnahmen zur Reibungsreduktion beim PKW-Motor umgesetzt wurden und diese jetzt auch in den Nutzfahrzeug-Motor Einzug halten. Jedoch sind nicht alle Maßnahmen, die beim PKW umgesetzt werden, auch für die Nutzfahrzeugmotoren sinnvoll. So haben Nutzfahrzeugmotoren ein höheres Lastkollektiv im Feld und auch die Anforderungen an die Lebensdauer sind höher. Um das Einsparpotential der einzelnen Maßnahmen zu bewerten, wurde zunächst für unterschiedliche Motorengrößen die Reibungsaufteilung analysiert. In Bild 3 ist exemplarisch die Aufteilung der Reibungsverluste verschiedener Motorenbaugrößen in ihrem typischen Betriebspunkt dargestellt. Verglichen wird die Aufteilung der jeweiligen Reibung auf die verschiedenen Baugruppen des Grundmotors. Betrachtet werden hier ein PKW-Diesel-Motor mit 1,6 l Hubraum und einer spezifischen Leistung von 60 kW/l, eine Nutzfahrzeugmotor der 11-15 l Klasse, der auch in der späteren Betrachtung als Basis dient und ein V12 Schnellläufer mit einem Bohrungsdurchmesser von Ø 190 mm.

Bild 3: Darstellungen der Reibungsanteile unterschiedlicher Motoren-Typen (Öl- und Wassertemperatur 90°C)

636

CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Bei allen Motoren-Typen ist die Aufteilung der Reibleistung vergleichbar, mit den größten Reibleistungsverlusten am Kurbeltrieb. Diese Daten stammen aus umfangreichen Datenbanken, die Reibleistungskurven von PKW und Nutzfahrzeugmotoren beinhalten. Auffällig in dem Vergleich ist der hohe Ölpumpen-Anteil bei dem dargestellten Nutzfahrzeugmotor. Aufgrund des OHC-Ventiltriebs und des erhöhten Ölbedarfs durch den Rädertrieb und bei diesem Motor vergleichsweise großer Nockwellen-Lager, fällt der Ölpumpenanteil hoch an. Der Anteil der Kurbelwelle an der Gesamtreibung zeigt sich beim PKW-Motor im Verhältnis kleiner als beim Nutzfahrzeug-Motor. Dies erklärt sich aus den Lagerdimensionen, die bei den Nutzfahrzeugen auf höhere Ziellebensdauern ausgelegt sind. Da das Verhältnis der Motoren in einem typischen Betriebspunkt dargestellt ist, sind auch die Motordrehzahlen nicht vergleichbar. Hieraus ergibt sich für den PKW-Motor, bedingt durch den Betriebspunkt mit der höchsten Drehzahl, ein höherer Reibungsanteil der Kolbengruppe. Auch für den beschriebenen Schnellläufer existieren Programme zur Bestimmung des mechanischen Wirkungsgrads auf Basis der geometrischen Motordaten. Beim Schnellläufer ist im Vergleich zu PKW- und Nutzfahrzeug-Motor der gesamte Kurbeltrieb etwas stärker an den Reibungsverlusten des Grundmotors beteiligt. Dies liegt unter anderem an der konzeptionellen Auslegung solcher Motoren, die eine deutlich höhere Ziellebensdauer besitzen. Zudem gibt es bei den Marine-Anwendungen Konstruktionsrichtlinien für die Kurbelwelle, die erfüllt werden müssen und nur begrenzten Spielraum für ein reibungsoptimiertes Design erlauben. Dennoch gibt es auch bei dieser Größe an Motoren das Bestreben, die Verlustleistung zu minimieren und es werden zukünftig sicherlich Maßnahmen aus dem PKW und Nutzfahrzeug umgesetzt werden. Betrachtet man die Reibungsanteile bei Teil- und Volllast-Betrieb, so ergibt sich aufgrund des thermodynamischen Wirkungsgrads ein Unterschied der spezifischen Reibung bezogen auf den indizierten Mitteldruck. Setzt man diesem Verhältnis die Reibungsreduktion und der sich hieraus ergebenden Kraftstoffersparnis gegenüber, so bewirkt bei einem Nutzfahrzeug-Motor im Teillastbereich eine Reibungsreduktion von etwa 10% eine Kraftstoffersparnis und somit eine CO2 Reduktion von etwa 1%. Im Vollastbetrieb ist im Gegensatz hierzu eine Reibungsreduktion von etwas 20% erforderlich um auf eine gleiche Kraftstoffersparnis von 1% zu kommen. Bei PKWMotoren erzielt man bereits bei einer Reibungsreduktion von ca.4-5 % eine Kraftstoffersparnis von 1% im Zyklus. Hier ist der Lastanteil nicht so deutlich ausgeprägt wie beim Nutzfahrzeug-Motor. Bei der Bewertung der Einzelmaßnahmen zur Reibungsreduktion lassen sich die Potentiale nicht einfach aufaddieren, da sie sich gegenseitig beeinflussen und sich im Kennfeld unterschiedlich auswirken können. Zudem ist die Basis entscheidend wieviel Potential in einer Reibungsreduktion steckt. Auch bieten neue Technologien thermodynamische Vorteile, die eine CO2 Reduktion bewirken. Die folgenden Maßnahmen werden mit ihrer Wirkung auf das Kennfeld eines modernen Basis-

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Nutzfahrzeugmotors bewertet. Mit Hilfe eines solchen Kennfeldes lassen sich dann Kraftstoffersparnisse im Zyklus ermittelt.

2.1 Potentiale an der Kolbengruppe Der Stahlkolben wird bei den Nutzfahrzeugmotoren zu Verbesserung des Thermodynamischen Wirkungsgrads eingesetzt, bringt aber auch Reibungsvorteile. Ein Stahlkolben bewirkt eine Reibungsreduktion, da das eingestellte, optimale Kolbenspiel im Betrieb erhalten bleibt. Aluminium-Kolben können im heißen Zustand aufgrund der erhöhten Wärmeausdehnung in Überdeckung mit dem Liner betrieben werden, mit der Folge einer erhöhten Reibleistung. Konstruktiv kann der Stahlkolben flacher ausfallen, mit reduzierter Kontaktfläche zum Liner. Auch die Pleuelstange kann verlängert werden, wodurch eine Reduktion der Seitenkräfte und der Reibung erreicht wird. Alternativ kann auch, bei unveränderter Pleuelstange, die Motorblockhöhe reduziert werden, was zu einem Gewichtsvorteil führt. Der Nachteil des Stahlkolbens liegt in dem erhöhten Kühlungsbedarf, der eine Anpassung der Kolbenkühlung durch die Spritzdüsen erfordert. Dieser Effekt kann anderen Maßnahmen, die einen geringen Ölbedarf und eine dadurch reduzierten Pumpleistung der Ölpumpe bewirken, entgegenwirken. Da Stahlkolben als Dauerfest gelten, entspricht dies der erhöhten Anforderung an die Lebensdauer von Nutzfahrzeugmotoren. Neben diesen Effekten zu Reibungsreduktion, bringt der Stahlkolben thermodynamische Vorteile mit sich, die helfen, den CO2 Ausstoß weiter zu reduzieren. So ergibt sich aus dem Entwicklungstrend, die spezifische Leistung der Motoren und den Spitzendruck zu erhöhen, die Anforderung, einen Stahl-Kolben zu verwenden, der diese erhöhte thermische und mechanische Last ertragen kann. So lässt sich der Kraftstoffverbrauch alleine durch die Erhöhung des Spitzendrucks auf + 15bar um etwa 1,5% reduzieren. Mit einer optimierten Kolbenringauslegung mit modernen Beschichtungen in Kombination mit Linern, bei denen konstruktive Maßnahmen zur Minimierung des LinerVerzugs berücksichtigt wurden, lassen sich die Ring-Vorspannungen und dadurch die Reibung deutlich reduzieren ohne Nachteile beim Ölverbrauch in kauf zu nehmen.

2.2 Kurbelwelle und ihr Beitrag zur Reibungsreduktion Wie in Bild 3 dargestellt, trägt die Kurbelwelle mit ihren Haupt- und Pleuellagern erheblich zur gesamten Reibung des Grundmotors bei und sie birgt Potential zur Reibungsreduktion. So kann z.B. durch einen Offset der Kurbelwelle die Seitenkräfte des Kolbens auf der Druck-Seite reduziert werden, was zu einer Herabsetzung der Reibung im gefeuerten Betrieb führt. Messungs- und Simulationsergebnisse zeigen eine

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gute Korrelation, so dass sich das optimale Kurbelwellen-Offset bereits in der Konzept-Phase berücksichtigen lässt, welches bei etwa 12 – 15mm liegt.

Bild 4 Einfluss des Verhältnisse Haupt- zu Pleuel-Lagerdurchmesser auf den Ölbedarf

Bei der Optimierung der Lagerdurchmesser an der Kurbelwelle geht es in erster Linie darum, den Schmierölbedarf der Kurbelwelle zu reduzieren. Ziel ist es, das Reibungspotential durch eine Leistungsreduktion der Ölpumpe zu erzielen. Durch ihren kleineren Hauptlagerdurchmesser lässt sich der Ölbedarf des Hauptlagers signifikant reduzieren. Um jedoch die Steifigkeit der Kurbelwelle sicherzustellen, muss der Pleuellagerdurchmesser vergrößert werden, um die notwendige Überdeckung zwischen Haupt- und Pleuellagerzapfen zu gewährleisten. Mit einem Verhältnis Hauptlagerdurchmesser zu Pleuellagerdurchmesser von 1 erzielt man eine Reduzierung des Öldurchsatzes der Kurbelwelle um 20% gegenüber einem konventionell ausgelegten Kurbelwellen-Design. Wie in Bild 4 dargestellt, ergibt sich für den Ölbedarf des gesamten Motors eine Reduktion des Öl-Volumenstroms um 6% [2].

2.3 Reibungsreduktion im Ventiltrieb Der Trend zur obenliegenden Nockenwelle ist auch in Nutzfahrzeug-Motoren gegenwärtig. Vorteile sind geringere bewegte Massen, mehr Freiheiten in der Kanalgestaltung und die Möglichkeit der Integration der Variabilitäten im Ventiltrieb [3]. Der Steuertrieb für die obenliegende Nockenwelle erfolgt im Nutzfahrzeug-Motor über eine Zahnradkaskade, die mit höheren Verlusten behaftet ist als der Antrieb einer seit-

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lichen Nockenwelle. Im Ventiltrieb selbst ist die Nockenwellenlagerung wesentlich für die Verlustleistung verantwortlich und der OHC-Ventiltrieb erfordert zudem eine erhöhte Ölpumpenleistung aufgrund des Druckölbedarfs der Lagerstellen im Zylinderkopf. Im Fall von DOHC ist dieser wegen der Anzahl der Lagerstellen zwangsläufig höher. Optimierungspotential birgt sich in der Nockenwellenlagerung. Ein in PKW-Motoren eingeschlagener Weg ist die Teil- oder Voll-Wälzlagerung der Nockenwelle. Dadurch wird einerseits die Lagerreibung selbst um bis zu 20-30% verringert, andererseits entfällt die Notwendigkeit der Druckölschmierung der Nockenwelle. Mit der angepassten Ölpumpenleistung ergibt sich somit ein Gesamt-CO2-Ersparnis von 1-2% [4]. Die erforderliche Öl-Durchflußmenge zum Zylinderkopf kann dadurch um bis zu 50% reduziert werden. Ohne hydraulischen Ventilspielausgleich würde dieser Anteil im NfzZylinderkopf noch größer ausfallen. Da der Rollenabgriff sich in der Ventilbetätigung mittlerweile durchgesetzt hat, liegt in diesem Bereich weniger Einsparpotential. Beschichtungen sind im Rollenabgriff nicht einsetzbar. Ersparnisse sind durch Reduzierung der bewegten Massen und dadurch der (Feder-)Kräfte möglich.

2.4 Motoreigene Nebenaggregate Die motoreigenen Nebenaggregate, zu denen die Kühl- und Schmiersysteme zählen, sind prinzipiell auf den maximal erforderlichen Bedarf des Motors ausgelegt. Es gilt deshalb, die sich im Normalbetrieb ergebende Überschußleistung herunterzuregeln und damit die Antriebsleistung der betreffenden Aggregate auf das jeweils notwendige Niveau zu reduzieren, d.h. variabel zu gestalten.

2.4.1 Wasserpumpe Da Nutzfahrzeugmotoren im Fernverkehr vorwiegend im Teillastbereich betrieben werden und eine ungeregelte Wasserpumpe ihren Volumenstrom nur der Drehzahl und nicht der erforderlichen Last anpasst, ergeben sich hier Einsparpotentiale. Mit einer regelbaren Kühlwasserpumpe lässt sich die Aufwärmphase während eines Kaltstartes optimieren (verkürzte Aufwärmzeit) und der Motor kann bei entsprechender Auslegung im Bereich der maximal zulässigen Motortemperatur betrieben werden. Neben der reduzierten Antriebsleistung der Wasserpumpe kann dabei auch die Reibung im Triebwerk verringert werden, da der Motor schneller seine Betriebstemperatur erreicht und mit geringer Öl-Viskosität betrieben werden kann. Das Kühlsystem kann auf Temperaturspitzen reagieren und einen Bauteilschutz gewährleisten. Hierbei ist jedoch eine schnelle Reaktion auf den erhöhten Kühlmittelbedarf eine notwendige Voraussetzung.

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Zur Umsetzung solcher Antriebe gibt es unterschiedliche, mechanisch angetriebene Konzepte. Ein Konzept ist ein 2-stufiger Antrieb, der über eine elektromagnetische Schaltkupplung den Direktantrieb aktiviert. Bei offener Kupplung reduziert sich der Flügelradantrieb über den Schlupf auf einen voreingestellten Wert. Zur kontinuierlichen Regelung können Visco-Antriebe oder stufenlose Getriebe eingesetzt werden, die eine genauere, bedarfsgerechtere Förderung des Kühlmittelvolumenstroms erlauben. Am nächsten zum Ideal einer stufenlos variablen Wasserpumpe kommt die Visco-Wasserpumpe. Der Leistungsbedarf der Wasserpumpe kann langfristig bei über 4 kW liegen und übersteigt die Kapazität heutiger 24V-Bordnetze. Dies schließt derzeit den Einsatz elektrischer Wasserpumpen aus [6]. An dem Basis-Motor, der für die hier aufgeführte Berechnung herangezogen wurde, wurde die Lastreduktion einer geregelten Wasserpumpe berechnet. Bezogen auf die ungeregelte Pumpe, ergibt sich die größte Leistungsreduktion zu niedrigen Lasten, während bei Volllast die volle Pumpenleistung erforderlich ist.

2.4.2 Ölpumpe Variabilitäten helfen wie bei der Wasserpumpe Antriebsleistungen zu reduzieren. Der Abgas-Turbolader ist im Heißleerlauf das begrenzende Bauteil, dessen Öldruckanforderung die Ölpumpenleistung in diesem Betriebspunkt bestimmt. Zur Reduktion der Antriebsleistung der Ölpumpe verfolgt man 2 Strategien parallel. Die eine sorgt mit einer Variabilität dafür, Überschuss-Leistungen zu vermeiden. Die andere dient der Reduktion des gesamten Ölbedarfs eines Motors. Maßnahmen zur Reduktion der Ölpumpenleistung sind bereits bei der Kurbelwelle beschrieben und können den Ölbedarf des Gesamt-Motors um 6% reduzieren. Mit Hilfe der kontinuierlichen Kolbentemperaturmessung lässt sich empirisch der Bedarf an Kolbenkühlung mittels Kolbenspritzdüse ermitteln. Berücksichtigt man den Trend zur Erhöhung des Spitzendrucks zur CO2-Reduktion und der sich daraus ergebenden erhöhten thermischen Belastung eines Stahl-Kolbens, so ist von einer erhöhten Kolben-Kühlung auszugehen. In Abhängigkeit von der Applikation kann es sinnvoll sein, schaltbare Kolbenspritzdüsen einzusetzen, um den Ölbedarf im Niedrig- und Teillastbereich zu reduzieren. Zukünftig können auch Wälzgelagerte / Hybride Nockenwelle(n) ohne hydraulischen Ventilspielausgleich wesentlich zur Reduzierung des Ölbedarfs im Zylinderkopf beitragen, da dadurch die Druckölschmierung der Nockenwellenlager teilweise oder vollständig entfallen kann. Die bereits bei PKW-Motoren eingesetzten variablen Ölpumpen mit mechanischer, hydraulischer oder elektrohydraulischer Regelung halten derzeit auch Einzug in die Nutzfahrzeugmotoren. Eine optimierte Ölpumpe kann bei Volllast 26% und bei nied-

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riger Teilllast von 2bar BMEP sogar 80% Reibung im Vergleich zu einer ungeregelten Pumpe einsparen.

2.5 Bedarfsgeregelte Nebenaggregate / Lüfter, Lenkhilfepumpe, Luftpresser Das, was für die Motor-eigenen Nebenaggregate gilt, gilt auch für Fahrzeug-relevante Nebenaggregate wie Servopumpe (Lenkhilfe), Luftkompressor und Lüfter. Analog zu den Motor-eigenen Nebenaggregaten müssen auch diese so ausgelegt sein, dass sie bei geringster Antriebsleistung (Leerlauf) den höchstmöglichen Bedarf decken können und sind folglich für den normalen Fahrbetrieb überdimensioniert. Daher ist das Einsparpotential für die Nebenaggregate stark vom Lastkollektiv bzw. Einsatzzweck des Fahrzeuges abhängig. Aussagen über Einsparpotentiale sind nicht ohne die Berücksichtigung des Fahrzyklus und der Regelstrategie zu betrachten und können daher stark voneinander abweichen. Neben Variabilitäten ist in allen Fällen eine Wirkungsgraderhöhung der jeweiligen Aggregate anzustreben.

2.5.1 Lüfter In Anbetracht der hohen Antriebsleistung des Lüfters, die als direkte Verlustleistung für den Verbrennungsmotor wirkt, sollte dieser erst dann aktiviert werden, wenn alle anderen Maßnahmen im Bereich Thermomanagement keinen Bauteilschutz mehr garantieren können. Potential bietet hier eine variabel gesteuerte Kühlmittelpumpe, die in Kombination mit Kenntnissen der Topographie aus interner Routenaufzeichnung, GPS-Steuerung oder vernetzten Fahrzeugen ein vorausschauendes Thermomanagement ermöglicht. Mit solchen Systemen kann einer erhöhten Temperaturbelastung der Bauteile durch vorzeitiges erhöhen des Kühlmittel-Volumenstroms entgegengewirkt werden. Sollen die Maßnahmen aus dem Thermomanagement nicht mehr greifen und die Anforderung für zusätzliche Kühlleistung bestehen, muss nicht immer der Lüfter mit seiner vollen Leistung zugeschaltet werden. Mit Hilfe von regelbaren oder mehrstufigen Lüfter-Kupplungen kann eine bedarfsgerechte Kühlung genutzt werden, die hilft, Kraftstoff zu sparen. Auch die Entwicklung von Lüftungssystemen, die eine optimierte Luftführung bei reduzierter Leistungsaufnahme sicherstellen, hilft Verlustleistungen zu reduzieren. Weiterführend können zum gleichen Zweck auch aktive Kühlluftklappen, die je nach Kühlbedarf des Motors per Aktuator variabel einstellbar sind, genutzt werden. Dabei ist, neben dem aktiven Beitrag zum Motorkühlsystem, auch eine Verringerung des Fahrzeug-Luftwiderstands möglich. Hieraus ergeben sich weitere CO2-Einsparpotentiale [8].

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

2.5.2 Lenkhilfepumpe Die höchsten Anforderungen an die Lenkhilfepumpe bestehen bereits bei niedriger Motorendrehzahl, wenn sich das Fahrzeug im Rangierbetrieb befindet. Hier werden beim stehenden Fahrzeug die höchsten Drücke im Lenksystem gefordert, da große Lenkwinkel realisiert werden müssen. Mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit und abnehmender Lenkgeschwindigkeit sinkt die Leistungsanforderung der Lenkhilfepumpe. Bei einem direkten, drehzahlabhängingen Antrieb der Pumpe werden bei höherer Motordrehzahl Verlustleistungen erzeugt, die durch einen entkoppelten Antrieb vermieden werden können [7].

2.5.3 Luftpresser Der Luftpresser stellt im Nutzfahrzeugmotor nicht nur die Druckluft für die Betriebsbremse bereit, sondern versorgt auch noch einige Aggregate, wie z.B. Reifenfüllanlage, Komfort- und Hilfsfunktionen. Bei solchen Hilfsfunktionen kann es sich um eine Drucklufteinblasung in den Einlasskanal des Motors handeln. Eine solche Einblasung ist dann sinnvoll, wenn der Turbolader noch nicht seinen vollen Ladedruck aufgebaut hat. Dies kann helfen, die Fahrdynamik gerade beim Anfahren zu verbessern und ermöglicht eine frühere Hochschaltung, was sich wiederum positiv auf den Kraftstoffverbrauch wirkt. Wenn man solche Systeme im Fahrzeug einsetzen möchte, bieten auch hier entkoppelte Systeme Vorteile.

2.6 Kraftstoffersparnis der beschriebenen Maßnahmen im Kennfeld Um die Potentiale der Reibungsreduktion in einem Betriebskennfeld eines Motors zu bewerten, gilt es zunächst, die Basis des zu untersuchenden Motors zu definieren. Das Reibungsreduktionspotential und daraus resultierend auch das Kraftstoffeinsparpotential können anhand der Reibungs- und Verbrauchskennfelder abgeschätzt werden. FEV verfügt über eine breite Reibungs-Datenbank unterschiedlicher Motoren, bestehend aus den Messungen mit der FEV-Strip-Methode und gefeuerten Messungen am Vollmotor. Das Reibungskennfeld für einen gegebenen Motor beruht auf dieser Reibungsdatenbank, sowie auf einer Simulation mit den geometrischen Daten des Grundmotors als Eingabegröße. Es kann erstellt werden, da für den ausgewählten Motor Ergebnisse aus geschleppten Stripmessungen (Messung der einzelnen Motorkomponenten) und befeuerten Läufen vorliegen, auf das das Rechenmodell angepasst wird. Dabei werden auch die Einzelkomponenten des Motors und weitere wesentliche Merkmale berücksichtigt.

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Zur Erstellung des reibungsoptimierten Kennfelds wird der Einfluss jeder Einzelmaßnahme am Grundmotor mit einem Programm zur Berechnung der Komponentenreibung und mit Hilfe der Informationen aus der Reibdatenbank bewertet. Anschließend wird dieses optimierte Reibungskennfeld im Verbrauchskennfeld eingesetzt, um in Verbindung mit den thermodynamischen Merkmalen des neuen Grund-Motors die Effizienz dieser Maßnahme zu bewerten. Um realistische Bedingungen zu schaffen, wurde ein typischer Euro 5 Motor ausgewählt und die Verbrauchsersparnisse im Fahrzyklus bestimmt. Exemplarisch wird hier die Reibungsoptimierung eines Nutzfahrzeug-Motors der 11-15 l- Hubraumklasse dargestellt. Die Eckdaten des Motors können der Tabelle 1 entnommen werden: Tabelle 1: Eckdaten des Basis-Motors Zylinder Kurbelwelle Kolben Ventiltrieb Spitzendruck Spezifische Leistung Nennleistung bei Max. Drehmoment bei Hub/Bohrung Schmierstoff

Bild 5: Basis-Reibungskennfeld

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R6 7-fach gelagert Aluminium 4V/Zyl. OHC, Rollenkipphebel 210bar PFP 30,5 kW/l 1800 min-1 1300 min-1 1,2 5W-30

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Bild 6: Optimiertes Reibungskennfeld

Zur Erstellung des Reibungskennfeldes muss die Reibung der jeweiligen Komponente zugeordnet werden. Da die Verlustleistungen des Einspritzsystems über die Last deutlich höher ist als die des Grundmotors, wird im Kennfeld auf einen Lasteinfluss der einzelnen Motorkomponenten verzichtet. Dies bedeutet für die Effizienz der Einzelmaßnahme, dass in der Praxis diese geringfügig höher ausfallen können. In Bild 6 ist das optimierte Reibungskennfeld dargestellt, das gegenüber dem BasisKennfeld in Bild 5 ein hohes Einsparpotential im Teillastbereich zeigt. Dies ist die Folge der eingesetzten Maßnahmen, insbesondere der bedarfsgerechten Steuerung der Nebenaggregate. Hier kommen bedarfsgerechte, mechanisch angetriebene Nebenaggregate zum Einsatz. In der Tabelle 2 sind die Optimierungs-Maßnahmen aufgelistet, die berücksichtigt wurden. Nicht berücksichtigt wurden Maßnahmen wie Downspeeding, Downsizing und die thermodynamischen Vorteile durch die Verwendung eines Stahlkolbens. Da nur die Möglichkeiten aus der Reibungsreduktion am Basismotor betrachtet werden sollten, ergeben sich aus einer möglichen Spitzendruckerhöhung weitere Potentiale.

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Tabelle 2: Maßnahmen zur Reibungsreduktion am Basismotor

Baugruppe Kurbelwelle KW-offset Kolben Kolbenringe

Liner Wasserpumpe Ölpumpe

Basis-Motor

Optimierter Motor

Ø Hauptlager / Ø Pleuellager = 1,2 12 mm Aluminium Konventionelle Auslegung

Ø Hauptlager / Ø Pleuellager = 1 12 mm Stahl Kolbenringe mit moderner Beschichtung und reduzierter Ring-Vorspannung Plateauhonung bedarfsgeregelt

Plateauhonung Direktantrieb Drehzahlabhängig Direktantrieb Drehzahlabhängig

bedarfsgeregelt und leistungsreduziert

Bild 7: Die Reibmitteldruck-Reduktion im Differenz-Kennfeld

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Effekt FMEP[%] 3% 3% 0-9% 3-8%

CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Bild 8: Verbrauchsreduktion im Kennfeld

Da es bei den Maßnahmen hauptsächlich um CO2-Reduktion geht, wurde der ModellMotor mit seinen Basis- und optimierten Kennfeldern in einem simulierten WHTCZyklus „gefahren“. Für den Zyklus wird der mittlere indizierte Druckverlauf der Basis zugrunde gelegt. In der optimierten Version wurde für die gleiche Nutzlast der mittlere indizierte Druckverlauf angepasst. Dabei ergab sich für die optimierte Version eine mittlere FMEP-Reduktion von 15% wie in Bild 7 in dem Differenz-Kennfeld dargestellt. Bild 8 zeigt die Kraftstoffersparnis der optimierten Version im Kennfeld mit dem höchsten Einsparpotential zu niedrigen Lasten und hohen Drehzahlen. Betrachtet man die Betriebspunkte des WHTC im Kennfeld in Bild 9, so besitzt dieser ausgeprägte Betriebspunkte im Teillastbereich.

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Bild 9: Kennfeld der WHTC-Zyklus

Überträgt man diese Betriebspunkte in das Kennfeld des Einsparpotentials wie in Bild 10 dargestellt, kann man bereits das Potential des optimierten Motors abschätzen. Ermittelt man einen Verbrauchs- bzw. CO2-Vorteil für den gesamten WHTC-Zyklus, erreicht man ein Einsparpotential von 1,5 %.

Bild 10: Hauptanteile des WHTC-Zyklus im Kennfeld

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

2.7 Weitere Maßnahmen zur CO2-Reduktion am Grundmotor Die Maßnahmen zur Reibungsreduktion in dem zuvor betrachteten Motor sind Maßnahmen, die bei einer Neuauslegung eines Motors nach aktuellem Stand der Technik berücksichtigt werden sollten. Darüber hinaus gibt es aber auch Maßnahmen zur CO2Reduktion, deren Effekt in dem gezeigten Beispiel nicht beschrieben wurden. Deren Wirkung auf die Reibung des Grundtriebwerkes ist in Tabelle 3 bewertet. Tabelle 3: Weitere Maßnahmen zur Reibungsreduktion am Basismotor Maßnahme zur CO2 Reduktion Downspeeding OHC Downsizing VCR Nockenwelle – Rollengelagert

CO2 Reduktion durch Reibungsreduktion ++ 0 ++ + (red. Ölbedarf)

CO2 Reduktion durch thermodyn. Vorteile

Bewertung

++ 0/+ ++ +

++ + ++ +

0

+

Wie bereits beschrieben hat das Downspeeding ein erhebliches Potential, die Reibung zu reduzieren und thermodynamische Vorteile zu nutzen. Der Einsatz eines OHCVentiltriebes ist in der Reibung als neutral zu bewerten, hat aber durch seine Variabilität thermodynamische Vorteile. Auch das klassische Downsizing bringt Reibungsvorteile, in Kombination mit einer Reduktion der Zylinderzahl birgt dies auch einen Kostenvorteil. Ein variables Verdichtungsverhältnis mit Hilfe des bei FEV entwickelten VCR-Pleuels hat in erster Linie thermodynamische Vorteile, die die Nachteile aus den erhöhten Massen und der notwendigen Aktuatoren überkompensiert. Rollengelagerte Nockenwellen bringen in Kombination mit einer reduzierten Ölpumpenleistung deutliche Vorteile in der Ventiltriebs-Reibung.

2.8 Zusammenfassung und Ausblick Betrachtet man die Entwicklungen bei den PKW-Motoren, so sind Maßnahmen zur Reibungsreduktion bereits seit Jahren ein Entwicklungstreiber. Die Nutzfahrzeugmotoren, mit ihren im Vergleich zum PKW-Motor erhöhten Ziellebensdauern, gehen die Umsetzung der vorhandenen Maßnahmen konservativer an. Dennoch haben viele Entwicklungen aus dem PKW-Motor bereits ihren Weg in die Nutzfahrzeugmotoren

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

gefunden. Weitere Ansätze, wie z.B. Nockenwellen mit Wälzlagerung, können zukünftig auch im Nutzfahrzeug Anwendung finden. Mit Basis der bei der FEV eingesetzten Reibdatenbank, die Daten aus Strip-Messungen als auch gefeuerten Reibungsuntersuchungen enthält, konnte eine plausible Reibleistungseinsparung im Fahrzyklus dargestellt werden. In Abhängigkeit des verwendeten Fahrzyklus und der Berücksichtigung eines erhöhten Spitzendrucks kann die CO2Reduktion noch deutlicher als in dem gezeigten Beispiel ausfallen. Weiterführend lassen sich mit dem Modell auch zukünftige Entwicklungen bezüglich ihres CO2Einsparpotentials bewerten. Nimmt man nun noch Maßnahmen zur Energierückgewinnung und verbesserter Aerodynamik in die Betrachtung mit auf, so ergeben sich erhebliche Einsparpotentiale für die Entwicklung am Nutzfahrzeug-Motor zur CO2-Reduktion. Mit der vorgestellten Verfahrensweise können nicht nur die Ersparnisse im gesamten Kennfeld berechnet, sondern auch die Auswirkungen auf den Fahrzyklus vorhergesagt werden. Dadurch ergibt sich auch die Möglichkeit, die erdachten Maßnahmen den Fahrbedingungen, bzw. dem –Zyklus entsprechend auszulegen.

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CO2 Reduktion durch Reibungsoptimierung am Nutzfahrzeug-Motor

Literaturhinweise [1] Heuser, P.; Geiger, J.; Rosefort, Y. Gas für Nutzfahrzeugmotoren- Potential zur Reduktion der CO2-Emissionen ATZ-live Antriebstechnik im Fahrzeug 2013 [2] Neitz, M.; Wiartalla A.; Lauer, S.; Maaßen, F. Technology trends in commercial vehicle base engine development MTZ 10/2012 [3] Herrmann, H.O.; Nilesen, B.; Gropp, C.; Lehmann, J. Mittelschwerer Nfz-Motor von Mercedes-Benz MTZ 10/2012 [4] MAHLE GmbH (Hrsg.) Ventiltrieb, Systeme und Komponenten Stuttgart, 2013 [5] Schwaderlapp, M.; Dohmen, J.; Janssen, P.; Schürmann, G. Friction reduction – the contribution of engine mechanics to fuel consumption reduction of powertrains 22. Aachener Kolloquium Fahrzeug und Motorentechnik 2013 [6] Schultheiss, G.; Banzhaf, M.; Edwards, S. Visco-Wasserpumpe – Bedarfsabhängige Regelung der Fördermenge MTZ 03/2012 [7] KIT Karlsruhe Institut für Technologie Institut für Fahrzeugsystemtechnik Lehrstuhl für Mobile Arbeitsmaschinen Geimer; Spicher, Berlenz, Otto ENA- Entkopplung Nebenaggregate [8] Andre, M.O. ; Andrieux, G. ; Cremer, S. ; Basset, T. Innovative Elektrifizierung von Nebenaggregaten MTZ, 04/2014

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren Lothar Schmid, Thomas Lengenfelder, Klaus Sassen, Andreas Sommerer

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

Abstract Common-Rail-Systeme (=CRS) finden sich heute bei zahllosen Dieselmotoren als wichtiger Bestandteil des Motormanagements. Während die Weiterentwicklung dieser Systeme in der vergangenen Dekade noch stark von den sinkenden Emissionsgrenzwerten getrieben wurde, rückt seit einiger Zeit der Leistungsbedarf der MotorSubsysteme und damit auch der Anteil des Einspritzsystems an der CO2 Emission des Motors zunehmend in den Vordergrund. Das Common-Rail-System lässt sich in 3 Bereiche segmentieren: Kraftstoffvorförderung, Hochdruckerzeugung und Einspritzung. In allen Bereichen des Systems wird Energie in wechselnde Formen überführt mit dem Ziel den Kraftstoff in der richtigen Menge zum richtigen Zeitpunkt mit dem gewünschten Druck und Einspritzratenverlauf in den Motorzylinder einzubringen. Dabei ist ein Systemdesign anzustreben, das einen möglichst geringen Anteil der vom Motor erzeugten Antriebsleistung für diese Aufgaben benötigt. Zur Optimierung der einzelnen Leistungsbedarfe im System werden die zugehörigen Leistungsflüsse visualisiert und Leistungssenken identifiziert. Anhand von Experimenten oder numerischen Simulationen der mechatronischen Teilsysteme werden diese Leistungsanteile quantifiziert und Potentiale zur energetischen Effizienzsteigerung an verschiedenen Stellen des Einspritzsystems aufgezeigt. Daraus wird deutlich, dass ein wesentlicher Beitrag im Energiehaushalt des Systems aus der Kraftstoffvorförderung resultiert. Diese wird bei Nutzfahrzeugen meist durch mechanische Zahnradpumpen geleistet, die ob einer starren Übersetzung zur Motordrehzahl nur für einzelne Betriebspunkte ideal ausgelegt werden können. Für einen weiten Betriebsbereich wird jedoch ein zu großer Volumenstrom verdichtet. Die Robert Bosch GmbH entwickelt zurzeit eine elektrische, regelbare Zahnradpumpe (eGP = electrical gear pump) die im bedarfsgeregelten Betrieb den Leistungsbedarf des Systems senkt, da immer nur so viel Kraftstoff gefördert wird, wie für den aktuellen Betriebszustand des Motors benötigt wird. Darüber hinaus bietet die elektrische Zahnradpumpe als „smart device“ weitere erhebliche Potentiale für Funktionen zur Verbesserung und Diagnose des Systems.

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

1 Einleitung Dieselmotoren haben sich aufgrund ihrer Wirtschaftlichkeit in der Nutzfahrzeugwelt flächendeckend durchgesetzt. Bis etwa Mitte der 1980-er Jahre konnte eine stetige Wirkungsgradverbesserung bei gleichzeitiger Leistungssteigerung entwickelt werden. Ende der 1980-er Jahre verlagerte sich der Fokus in der Dieselmotorenentwicklung auf die Emissionsabsenkung. Die heutigen hocheffizienten Abgasnachbehandlungssysteme standen nicht zur Verfügung und so rückte das Einspritzsystem noch stärker als zuvor in den Mittelpunkt. Die Verringerung der Emissionen bei Erhaltung des guten Verbrauchs erfordert neben der Erhöhung des Einspritzdrucks auch eine hohe Flexibilität bzgl. Wahl des Einspritzzeitpunkts. Kommen dann noch gesteigerte Anforderungen zur Geräuschreduktion und zur Steigerung des Vollastmoments bei niedrigen Motordrehzahlen hinzu bietet das Common-Rail Einspritzsystem für Nutzfahrzeugmotoren, das von Bosch erstmalig 1999 in Serie eingeführt wurde, die größten Vorteile. Ausgehend von 1400 bar erfolgte die Entwicklung in Stufen von 1600, 1800, 2000, 2200 bis zu 2500 bar Systemdruck im Jahr 2013. Einspritzdruck, -zeitpunkt sowie die Anzahl der Einspritzungen sind völlig unabhängig vom Betriebspunkt frei wählbar. 2014 sind mit der Abgasstufe Euro VI und den heutigen Abgasnachbehandlungssystemen DOC, DPF und SCR die Abgasemissionen soweit abgesenkt, dass sich der Entwicklungsfokus der Dieselmotorenentwicklung verschiebt. CO2-Emissionen als Treibhausgas stehen nun im Vordergrund, was – bei gleichem Kraftstoff – gleichbedeutend mit dem Thema Wirtschaftlichkeit ist. In der „Vision 2020“ [1] der europäischen Fahrzeughersteller wurde eine 20-prozentige CO2Absenkung in 2020 gegenüber 2005 von der ACEA formuliert. In den USA gibt es seit 2014 gesetzliche CO2-Grenzwerte für Nutzfahrzeuge, die voraussichtlich im Zeitraum 2020 bis 2025 nochmal um bis zu 29% abgesenkt werden. Das sind anspruchsvolle Ziele, bei denen alle Potentiale gehoben werden müssen und viele – auch kleine Einzelmaßnahmen – ihren Beitrag leisten müssen. Zeit sich das Common-Rail-System für Nutzfahrzeuge diesbezüglich genauer anzuschauen…

2 Common-Rail-System Das Common-Rail-System für Nutzfahrzeuge (CRS) (Abb. 1) als Hauptbestandteil eines modernen Dieselmotor-Managements bietet eine hohe Flexibilität bei der Gestaltung des Einspritzvorgangs. Durch die Entkopplung von Druckerzeugung und Einspritzung mittels eines Druckspeichers lassen sich die wesentlichen Einspritzparame-

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

ter ausgezeichnet an den jeweiligen Motorbetriebspunkt anpassen: Einspritzmenge, Einspritzzeitpunkt, Einspritzdruck und Einspritzrate.

Abb. 1: Common-Rail-System

Die Hauptkomponenten des Systems sind Hochdruckpumpe, Druckspeicher / Rail, Injektor und Steuergerät. Wichtige Zusatzelemente finden sich im Niederdruckkreis: Vorförderpumpe, Filter / Wasserabscheider, mechanische Druckregler und Überströmventile. Das CRS stellt ein klassisches mechatronisches System aus Aktoren, Sensoren, Rechner und Software dar. Die Hochdruckpumpe zur Versorgung des Druckspeichers ist bei allen heute am Markt befindlichen Systemen als Kolbenpumpe ausgeführt. Die Druckregelung im Hochdruckkreis des Systems wird zugunsten einer hohen energetischen Effizienz meist über eine Saugdrosselung der Hochdruckpumpe dargestellt. Damit ist sichergestellt, dass nur der tatsächliche Hochdruckbedarf des Systems auf den benötigten Einspritzdruck verdichtet wird. Die Vorförderpumpe ist mechanisch mit der Pumpenwelle verbunden. Die Injektoren bilden die Schnittstelle zum Motorzylinder. Die integrierten Aktoren zur Betätigung eines Einspritzvorgangs können als Magnet- oder Piezosteller ausgeführt sein. Nach Aktivierung des Steuerventils wird mittels einer servohydraulischen Schaltung Kraftstoff in den Motorzylinder eingespritzt.

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

Im Steuergerät werden neben weiteren Fahrzeugfunktionen zahlreiche Algorithmen zur Steuerung und Regelung des CRS bereitgestellt. Die wichtigsten Aufgaben sind die Berechnung der Einspritzungen und die geeignete Ansteuerung der Injektorendstufen, die Regelung des Hochdruckkreises und ggf. des Niederdruckkreises sowie die Diagnose und Überwachung des Gesamtsystems.

3 Leistungsbedarf des CRS Zum Betrieb des Common-Rail-Systems wird Motorleistung bereitgestellt. Diese wird mechanisch auf die Antriebswelle der Pumpe und elektrisch via Generator auf die elektromagnetischen Steller im System übertragen. Letztere steuern die Wege für die überwiegend hydraulischen Leistungen Phyd V ˜ 'p im System. Die typischen Leistungsflüsse, unterteilt in zugeführte Leistung, Nutzleistung und Verlustleistung sind in Abb. 2 dargestellt. Druckregelventil

Steuerventile

Vorförderpumpe Hochdruckpumpe

Druck- Injektorrücklauf regelventil

Spritzlochaustritt

hydraulische Einspritzleistung

Injektoren

Hochdruckregelung

Rail

hydraulische Energie im Rail

Pel

ECU & Kabelbaum Zumesseinheit

Hochdruckpumpe

Aufwand

hydraulisch

mechanical power

elektrisch

mech. Antriebsleistung für Genedie Hochdruckpumnpe rator

Generatorverlust

Drosselverluste Einspritzmenge

Abb. 2: Leistungsflüsse im Common-Rail-System

Zunächst wird die mechanische Energie betrachtet. Der weitaus größte Anteil des Bedarfs zum Betrieb des CRS wird in Form mechanischer Energie zum Betrieb der Hochdruckpumpe aufgewandt. Vom Motor bereitgestellte Leistung wird über einen Rädertrieb zur Antriebswelle der Hochdruckpumpe transportiert und dort in hydraulische Energie überführt. Die mechanische Vorförderpumpe ist formschlüssig mit der Pumpenwelle verbunden und wird so mitversorgt. Neben mechanischer Energie wird dem System auch elektrische Energie zugeführt, die der Motor über den Generator erzeugt. Diese wird zur Versorgung eines Zumessmechanismus für die Hochdruckpumpe (Zumesseinheit oder elektrisches Saugventil),

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

zur Druckregelung (Druckregelventil) sowie zur Betätigung von Steuerventilen am Injektor (Magnetventil oder Piezoaktor) benötigt. Wird im Niederdruckkreis zusätzlich eine elektrische Vorförderpumpe betrieben ist auch dieser Leistungsanteil vom Generator zur Verfügung zu stellen. Die Nutzleistung des Systems findet sich im Dieselspray des Injektors wieder, also dort wo unter Einsatz hydraulischer Arbeit eine Fluidsäule durch ein Düsenspritzloch gedrückt wird mit dem Ziel, diese anschließend in möglichst feine Tröpfchen zerfallen zu lassen und zu verdampfen. Diese Nutzleistung markiert also eine untere Grenze für den Leistungsbedarf des Systems, die auch ein ideales (reversibles, reibungsfreies) Einspritzsystem zum Betrieb aufwenden müsste. Sie lässt sich ermitteln indem man neben dem Druck zusätzlich die kinetische Energie des Strahls berücksichtigt und so den Totaldruck am Spritzlochausgang bestimmt. Bei der Einspritzung ist die konzeptionelle Minimierung von parasitären Mengenströmen, wie Leckage und Steuermenge, sinnvoll. Verlustleistungen treten an verschiedenen Stellen aus dem System aus. Zunächst seien die Wärmeströme genannt. Der Kraftstoff erwärmt sich zum einen durch die näherungsweise adiabate Verdichtung in der Hochdruckpumpe. Eine weitere Erwärmung findet während der isenthalpen Entspannung der Steuer- und Leckagemenge statt. Damit sind Teile des Systems wie das Rail deutlich wärmer als die Umgebung und lösen so einen Wärmestrom aus dem System in Richtung Umgebung aus. Die weiteren Verluste im CRS werden als Enthalpieströme anschaulich. Die an Leckagen und Steuermengen geknüpften parasitären Enthalpien gehen grundsätzlich als nutzbare hydraulische Leistung verloren.

3.1 Injektor Eine geeignete Größe zur Beschreibung des energetischen Wirkungsgrades eines Injektors ist die hydraulische Effizienz. Diese beschreibt das Verhältnis des nützlichen Einspritzmengenstroms zum Gesamtmengenstrom, der neben der Einspritzmenge auch parasitäre Anteile wie Injektorleckage und Steuermenge enthält (Glg. 1). Der tatsächliche Wert ist betriebspunktabhängig, d.h. zum Vergleich von Injektorkonzepten sind repräsentative Betriebspunkte heranzuziehen.

Khyd

Vinj  Vinj  Vctl  Vleak

Glg. 1: Hydraulischer Wirkungsgrad am Injektor

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Zur Erreichung eines hohen hydraulischen Wirkungsgrades sind beim Injektor die parasitären Mengen – Steuermenge und Leckagemenge – möglichst gering zu halten. Bosch hat daher bereits 2009 leckagefreie Injektoren auf den Markt gebracht, die den Leistungsbedarf des Common-Rail-Systems erheblich senken [2] – [5]. Abb. 3 zeigt die anfallenden parasitären Mengen eines leckagebehafteten Injektors für verschiedene Einspritzmengen. Dabei wird deutlich, dass die Rücklaufmenge von der Injektorleckage dominiert wird. Da diese Rücklaufmengen als Hochdruckmengen vom System bereitzustellen sind, ergeben sich erhebliche Energieaufwände. In Abb. 4 sind die hydraulischen Wirkungsgrade für einen Teillastpunkt zu sehen. Die Bedeutung leckagefreier Injektoren für die Effizient des Gesamtsystems wird beim Vergleich der Injektorkonzepte für 1800 bar Systemdruck und Einfacheinspritzung sichtbar. So lassen sich bis zu 600W Antriebsleistung einsparen. Das bedeutet in diesem Motorbetriebspunkt mit ca. 100kW Leistung eine Verbrauchsreduzierung von bis zu 0.6%. Im Gegensatz zur Leckage ist die Steuermenge kaum druckabhängig, so dass der Druck bei nahezu gleicher hydraulischer Effizienz auf 2500 bar gesteigert werden kann.

Abb. 3: Rücklaufmenge und Leckagemenge am leckagebehafteten Injektor

Abb. 4: Hydraulischer Wirkungsgrad leckagebehafteter und leckagefreier Injektoren

3.2 Hochdruckpumpe Die Hochdruckpumpe wird direkt vom Dieselmotor angetrieben. Der in den Kolben verdichtete Kraftstoff wird über passive, mechanische Hochdruckventile in den Druckspeicher gefördert. Die Mengenregelung wird mittels einer Saugdrosselung und der zugehörigen Regelungsalgorithmen im Steuergerät bewerkstelligt. Der energetische wie der hydraulische Wirkungsgrad sind betriebspunktabhängig. Vergleiche sind auf Basis repräsentativer Betriebspunkte zu wählen.

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Abb. 5: Energetischer Effizienzvorteil Nocken- vs. Exzenterpumpe für eine TeillastFördermenge von 30l/h

Zur Steigerung der Pumpeneffizienz wurden die Vertreter der aktuellen Hochdruckpumpengeneration der Robert Bosch GmbH als schnell drehende Nockenpumpen konzipiert. So lässt sich die Elementleckage gegenüber Pumpen mit Exzentertriebwerk deutlich verringern. Der resultierende energetische Effizienzvorteil wird in Abb. 5 deutlich. Bei einem Teillast-Durchfluss von 30l/h gelingen insbesondere bei höheren Raildrücken Leistungseinsparungen von bis zu 300W. Bezogen auf den 100kW TeillastBetriebspunkt des Motors kann damit eine CO2-Einsparung von bis zu 0.3% realisiert werden.

3.3 Vorförderpumpe Der Mengenbedarf, den eine konventionelle mechanische Zahnradpumpe (ZP) bereitstellen muss, leitet sich aus der Mengenbilanz für das Niederdrucksystem ab. Dabei ist zu beachten, dass am Niederdruckeingang der Hochdruckpumpe neben der Einspritzmenge weitere Mengenanteile bereitgestellt werden müssen. So werden für kraftstoffgeschmierte Pumpen ausreichende Kühl- und Schmiermengen für das Triebwerk benötigt. Wird zur Regelung des Hochdruckkreises zusätzlich ein Druckregelventil eingesetzt, sind Mindestdurchströmungsmengen vorzuhalten, die den rei-

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bungslosen Betrieb garantieren. Ebenso sind sämtliche Mengen zum Betrieb des Injektors vorzuhalten (s.a. Kap. 3.1). Zusätzlich sind abhängig von der Abgasnachbehandlungsstrategie Kraftstoffeinspritzsysteme im Abgastrakt von der Vorförderpumpe zu versorgen. Stromab der Vorförderpumpe befindet sich eine Ventilschaltung, die gewährleistet, dass der Druck stromauf des Zumessventils in der Hochdruckpumpe möglichst konstant gehalten wird. Dadurch ergibt sich für die Mengenregelung der Pumpe ein günstiges Kennlinienverhalten. Die von der Vorförderpumpe zu viel bereitgestellte Menge wird mit einem Überströmventil mit steiler Kennlinie in den Niederdruckkreis abgesteuert. Dabei wird erkennbar, dass für die effiziente Systemauslegung eine an den Betriebspunkt angepasste Vorfördermenge anzustreben ist, um den Verlustenthalpiestrom über das Überströmventil möglichst gering zu halten. Die Vorförderpumpe wird für Nutzfahrzeuge meist mittels einer mechanischen Zahnradpumpe ausgeführt. Hier existieren Bauformen als Außen- oder Innenzahnradpumpen, letztere auch in der Spezialform Gerotor.

Abb. 6: Fördermenge der mechanischen Zahnradpumpe über Drehzahl.

Abb. 7: Antriebsleistung der mechanischen Zahnradpumpe über Drehzahl.

Diese mechanischen Pumpen verfügen über ein definiertes festes geometrisches Fördervolumen. Zur Begrenzung der Fördermenge kann eine Saugdrossel vorgesehen werden. Wird bei der Drosselung Dampfdruck erreicht wird die Fördermenge begrenzt, die Förderkennlinie knickt ab (Abb. 6). Die aufgenommene Leistung der Zahnradpumpe hängt jedoch nur von der Drehzahl ab (Abb. 7). Die Förderleistung der mechanischen Zahnradpumpe ist damit nicht an den jeweiligen Betriebspunkt angepasst. Die volumenseitige Auslegung wird mit Blick auf kritische Betriebszustände vorgenommen. Meist wirkt der sogenannte Heiß-Startfall (hot soak) unter Höhenbedingungen dimensionierend. Dieser Fall ist besonders kritisch, da wegen der hohen Temperaturen große Leckagen an der Zahnradpumpe auftreten und die maximale Drehzahl auf die Starterdrehzahl samt Übersetzung begrenzt ist. Für die meisten ande-

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ren Betriebspunkte wird mit einer solchen Auslegung jedoch zu viel Kraftstoff gefördert bzw. verdichtet, der dann über das Überströmventil wieder abgesteuert wird. Die tatsächlich bereitgestellte Fördermenge der Zahnradpumpe ist also für die allermeisten Betriebspunkte deutlich zu hoch. Als Konsequenz wird im Bereich der Vorförderung mit signifikantem Energieaufwand zu viel Kraftstoffmenge verdichtet.

4 Common-Rail-System mit eGP

Abb. 8: System mit bedarfsgerechter Vorförderung.

4.1 Elektrische Zahnradpumpe Eine deutliche Reduzierung des Leistungsbedarfs zur Darstellung der Niederdruckversorgung des Systems lässt sich mit der Einführung einer Bedarfsregelung erreichen. Dazu ist es notwendig die Vorförderpumpe mechanisch von der Hochdruckpumpe zu trennen und mit einem eigenen steuer- oder regelbaren Antrieb zu versehen (Abb. 8). So lässt sich die aktuelle Fördermenge und Antriebsleistung an den jeweiligen Betriebspunkt des Motors anpassen. Aus der so eingesparten Energie resultiert eine Verringerung des Kraftstoffverbrauchs und eine Reduzierung der CO2 Emissionen. Die Robert Bosch GmbH entwickelt eine elektrische Vorförderpumpe nach dem Gerotorprinzip (electrical gear pump = eGP) (Abb. 9), die diese Potentiale umsetzen wird. Das Produkt ist als komplettes mechatronisches stand-alone Powerpack konzi-

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piert, d. h. als komplette Einheit aus mechanischem und hydraulischem Funktionsteil, elektrischem Antrieb mit Sensoreigenschaften und einem kompakten, integrierten 12 bzw. 24V Steuergerät, das die Implementierung zahlreicher zusätzlicher Nutzfunktionen erlaubt. Pumpwerk und elektronisch kommutierter Elektromotor sind konzentrisch in einer Bauraumebene integriert, wodurch eine sehr kompakte Bauform möglich wird. Die Anbindung an das Motorsteuergerät wird mittels eines CAN-Busses realisiert. Die maximale hydraulische Förderleistung beträgt 400 l/h bei einem maximalen Gegendruck von bis zu 9 bar. Die Lebensdauer ist für den Fernverkehr auf 1.6 Mio. km ausgelegt.

Abb. 9: Elektrische Zahnradpumpe von Bosch

4.2 Generator Die zunehmende Elektrifizierung von Nebenaggregaten im Fahrzeug führt dazu, dass die Bedeutung des Generators für die Gesamteffizient zunimmt. Mit der eGP kommt im Fahrzeug-Bordnetz ein weiterer elektrischer Verbraucher hinzu. Bei Bosch sind Generatoren mit gesteigerten Wirkungsgraden in Entwicklung („Efficiency Line“). Dabei werden insbesondere die passiven Diodenschaltungen zur Gleichrichtung durch aktive Halbleiterschaltungen auf Basis von Feldeffekt-Transistoren ersetzt. Damit sind VDA-Wirkungsgrade von 80% erzielbar. Wird ein solcher Generator im Bordnetz benutzt, steigt der energetische Vorteil durch Einsatz einer bedarfsgeregelten Vorförderpumpe weiter an. Für die Analysen zum energetischen Vorteil einer möglichst präzisen Mengenzumessung mit eGP wird im Folgenden der Generatorwirkungsgrad Ș = 0.75 angesetzt.

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CO2 Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren

4.3 CO2-Potential Zur Bewertung des CO2-Potentials der eGP wird im Weiteren ein Referenzmotor betrachtet, dessen Daten im GEM-Tool [6] der EPA (= United States Environment Protection Agency), 15l, „Heavy Heavy Duty“, Modelljahr 2017 hinterlegt sind. Das zugehörige Motorkennfeld ist in ab Abb. 16 zu sehen.

Abb. 10: Fördermenge mechanische Vorförderpumpe im Motorkennfeld

Abb. 11: Fördermenge (inklusive Zusatzmengen) bedarfsgeregelt mit eGP

Der prinzipielle Vorteil der bedarfsgeregelten eGP wird in den Abb. 10 bis Abb. 13 deutlich. Die nicht regelbare Fördermenge der mechanischen Zahnradpumpe führt zu einem Überangebot an Niederdruckmenge (Abb. 10), obwohl in der Zulaufdrossel bereits Dampfdruck erreicht wird. Für höhere Motordrehzahlen steigt der Leistungsbedarf der mechanischen ZP stark an (Abb. 12). Die hier aufgenommene Leistung dient zu einem großen Teil dazu, gar nicht benötigte Mengen zu verdichten bzw. im Bereich der Saugdrosselung Energie zu dissipieren. Im Vergleich dazu kommt die an den Bedarf des Betriebspunkts angepasste eGP mit deutlich weniger Leistung aus. Der Bedarf an Menge beinhaltet die verschiedenen Vorhalte, die über den reinen Hochdruckbedarf hinausgehen (s.a. Abschnitt 3.3).

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Abb. 12: Antriebsleistung der mechanischen ZP im Motorkennfeld

Abb. 13: Benötigte Motorleistung der eGP im Motorkennfeld (ȘGenerator = 0.75)

Abb. 14: Reduzierung der benötigten Motorleistung durch Einsatz eGP vs. ZP

Abb. 15: Zertifizierungszyklus WHTC

Abb. 16: Motorkennfeld GEM, HHD, 15l

Abb. 17: Vorförderleistungen über Motordrehzahl

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Vergleicht man die Antriebsleistung der mechanischen Zahnradpumpe mit dem Bedarf einer eGP im Motorenkennfeld resultiert die Darstellung in Abb. 14. Besonders hohe Vorteile ergeben sich für Betriebspunkte mit hohen Drehzahlen für die die mechanische Pumpe bereits große Übermengen fördert. Trotz des Leistungsverlustes bei der Wandlung von mechanischer in elektrische Energie im Generator bleibt bei der eGP in Summe ein deutlicher Vorteil. Im 100kW Punkt des Motors beträgt dieser Vorteil etwa 300W was einer Verbrauchsverbesserung von etwa 0.3% entspricht. Genauere Betrachtungen sind möglich wenn konkrete Fahrzyklen betrachtet werden. Für WHTC (Abb. 15) und NRTC wurden Kraftstoffeinsparungen von 0.6% bis 0.5% ermittelt. Der systemische Vorteil der eGP variiert in Abhängigkeit der Auslegung des Niederdruckkreises. Kann im System eine kleinere mechanische Zahnradpumpe eingesetzt werden, ist die Einsparung reduziert aber doch signifikant (Abb. 17).

4.4 Zusatznutzen Durch die elektrische Anbindung der Vorförderpumpe ins mechatronische Gesamtsystem ergeben sich weitere Möglichkeiten zur funktionalen Verbesserung und Diagnose. Da das bürstenlose Motorkonzept die Möglichkeit bietet die Rotorposition zu überwachen, lassen sich aus der integrierten Drehzahlregelung der Pumpe Erkenntnisse über den Gegendruck gewinnen. Steigt der Strom zur Aufrechterhaltung einer Solldrehzahl wird ein gestiegener Gegendruck erkannt. Dieser Zusammenhang lässt sich zur Erkennung der Beladung eines druckseitig angebauten Kraftstofffilters nutzen. Wird hingegen über einen Softwaremonitor ein zu niedriger Gegendruck diagnostiziert, kann auf eine Niederdruckleckage geschlossen werden. Beides kann als zusätzlicher Nutzen für den Fahrer oder Hersteller verwendet werden. Ein weiterer Vorteil besteht in der problemlosen Entlüftung des Kraftstoffkreises nach Filterwechsel. Die Betätigung der kleinen Handpumpe zur Spülung der Leitungen in konventionellen Systemen entfällt wenn eine eGP im System verfügbar ist. Darüber hinaus kann das für mechanische Vorförderpumpen notwendige Bypasssventil zur Wiederbefüllung nach Tankleerfahrt entfallen, da ja direkt mit der eGP befüllt wird. Zusätzlich besteht bei Anwendung einer eGP die Möglichkeit die Komplexität des Niederdruckkreises zu reduzieren. So können Ventile wie das Überdruckventil und das Bypassventil aus dem klassischen Niederdruckkreis entfallen. Die Überdrucksicherheit wird durch die eGP selbst hergestellt.

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5 Zusammenfassung Nach der Phase der Emissionsreduzierung der Nutzfahrzeugmotoren stehen nun die CO2-Emissionen und die Wirtschaftlichkeit wieder im Fokus. Neben fahrzeugseitigen Maßnahmen, der Einführung neuer Technologien rund um den Motor sind auch kleine Verbesserungsbeiträge der etablierten Motorsysteme gefragt. Die Robert Bosch GmbH arbeitet weiter an der Optimierung des Common-Rail Einspritzsystems für Nutzfahrzeugmotoren: Nach der Einführung leckagefreier Injektoren und nockengetriebener Hochdruckpumpen in 2009 ist nun die elektrische Zahnradpumpe zur Realisierung einer bedarfsgeregelten Kraftstoffvorförderung in Entwicklung. Betrachtet man den typischen 100kW Teillast-Betriebspunkts eines 40t-Tonners im Fernverkehr so ergeben sich durch die konsequente Reduktion von parasitären Volumenströmen die folgenden CO2- bzw. Verbrauchspotenziale: – Leckagefreier Injektor bis zu 0,6%, in Serie seit 2009 – Nockengetriebene Hochdruckpumpe bis zu 0,3%, in Serie seit 2009 Das Potenzial der elektrischen Zahnradpumpe wurde genauer untersucht. Neben der Vergleichsbasis spielen das Motorverbrauchskennfeld, sowie der konkrete Fahrzyklus eine große Rolle. Im Vergleich zu einer groß dimensionierten mechanischen Zahnradpumpe konnten auf Basis eines Generator-Wirkungsgrades von 75% CO2-Potenziale von bis zu 0,5% … 0,6% in den gewählten Zyklen (NRTC bzw. WHTC) gezeigt werden. Auch unter ungünstigeren Vergleichsbedingungen bleibt ein nennenswertes CO2Potenzial bestehen. Zusammen mit den zusätzlichen Verbesserungsmöglichkeiten der eGP lässt sich ein vereinfachter und äußerst effizienter Niederdruckkreislauf für das Common-Rail Einspitzsystem für Nutzfahrzeugmotoren realisieren.

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6 Literatur [1] ACEA: Communiqué de Presse: Les constructeurs de véhicules utilitaires encouragent la réduction de la consommation de carburant et la protection de l’environnement avec « vision 20-20 », Hannover, 23. September 2008. [2] M. Parche, K. P. Sassen, R. Leonhard, C. Alvarez-Avila: Bosch 2000/2200 bar Common-Rail-System for Commercial Vehicles, Wiener Motorensymposium, 2010. [3] R. Leonhard: Bosch Diesel Systems – Efficient Solutions for Future Commercial Powertrains, AVL International Commercial Powertrain Conference, Graz, 2011. [4] J. Gerhardt, S. Džeko, R. Maier, L. Schmid, C. Barba, J.-U. Nagler: Beitrag des Einspritzsystems zur Absenkung der CO2-Emission beim Nutzfahrzeug Contribution of the Fuel Injection System to Reduce CO2-Emissions of Commercial Vehicles, 14. Tagung "Der Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors", Graz, 2013. [5] T. Lengenfelder, C. Barba, J. Gerhardt, R. Maier, L. Schmid, M. Stengele: Designing the Future – Efficient BOSCH Fuel Injection Systems for Commercial Vehicles, Wiener Motorensymposium, 2014. [6] EPA: Greenhouse Gas Emissions Model (GEM) User Guide, EPA-420-B-10-039, http://www.epa.gov/otaq/climate/regulations/420b10039.pdf, Oktober 2010.

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NEUE TECHNOLOGIEN FÜR AUFLADUNG – ABGASNACHBEHANDLUNG – KRAFTSTOFFE

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_14

Electrified Turbocharging (eTurbo™) and Usage Strategies in Conjunction With VTG Control Michael Ward, Fred Huscher, Austin Hoke, Allan Kelly and Brock Fraser BorgWarner Inc.

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1 Abstract Engine manufacturers have been increasingly pressured by legislation and economics to reduce emissions and deliver improved fuel economy. A common strategy is to downsize and downspeed engines, and then compensate for the affected transient drivability through turbocharging, transmission and axle adjustments. This strategy can be highly effective, but there is a limit to how far it can be exploited before transient boost pressure, and hence transient torque, becomes too detrimental. Turbocharger manufacturers have mitigated this transient lack of exhaust enthalpy using technologies such as VTG (variable turbine geometry) and two-stage charging, especially with EGR-equipped air systems. Parallel to this issue but not separate is the scenario that sometimes the engine has more exhaust enthalpy than what is needed to power the turbocharger compressor. As a function of driver behaviour and the type of vehicle mission, the usage typically oscillates between these two conditions – too much energy or not enough. These issues have been combated using technologies such as turbocompounding, waste heat recovery bottoming cycles and boost assist devices. Most have the restriction of only being able to deal with one of the two issues, either helping with transient boost or attempting to harvest and convert excess exhaust gas energy. An elegant solution to this problem would be to capitalize on the advances in power electronics and motor materials to electrify the turbocharger that is already packaged within the engine space. This electrified turbocharger would be able to harvest any excess enthalpy not currently needed to drive the compressor and at other times use that same stored energy to overcome transient boost lag. A key development objective of the electrified turbo (eTurbo™) was to maximize power density. This resulted in a choice to select a permanent magnet electric machine that was placed within the bearing housing of the turbo. This design path was faced with considerable rotordynamic challenges due to placing a third high-mass object on the high speed turbocharger shaft. BorgWarner also chose to develop the eTurbo™ concurrently with the build of a mild-hybrid demonstration vehicle. This approach was taken not only to use the truck as a source of data but more importantly to experience and overcome system integration challenges and to gain integration practice. The eTurbo™ equipped vehicle is minimally invaded since the turbocharger length grows by only 65mm. The power electronics controller is also quite small and adds just 12kg to vehicle mass. The battery pack is sized in accordance to the type of usage cycle and the final impact is the addition of either a mild hybrid addition to the powertrain or to implement electrified accessories. The end result is being able to use the generated power to offset fuel usage.

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On an 11-liter long haul application, simulated fuel economy improvement of using an eTurbo™ on a ESC 13-mode steady-state test predicts maximum improvement of 5.6% and a 3.1% improvement at a key A50 road-cruise condition. Additional simulation of the turbo in a mildly hybridized 7-liter vehicle driving a city cycle showed fuel economy improvements up to 11% due to the combination of low levels of regenerative braking from the mild hybrid system and the power recovered by the eTurbo™. For engine manufacturers looking to downsize and downspeed or even just improve drivability, the eTurbo™ is an attractive technology that does not require a fully hybridized vehicle or an overly expensive electrical infrastructure. Additionally, the eTurbo™ architecture is minimally invasive in comparison to the complexity of other waste heat recovery and boost-assist technologies.

2 Introduction and Fundamental Usage Upcoming government regulations of greenhouse gas emissions, such as post-Euro6 and EPA 2018+ GHG Phase 2 [1], coupled with rising fuel prices are placing increasing pressure on engine manufacturers to deliver greater fuel economy while reducing emissions. Simultaneously, new developments in high speed electric machines and power electronics are lowering the price of hardware required for turbocharger electrification. As these two factors converge, the payback period for advanced air handling technologies such as electrically assisted boosting and electrical waste heat recovery becomes increasingly favorable for the initial vehicle purchaser. One of the most prevalent strategies used by engine manufacturers to achieve future fuel economy and emissions goals is by reducing the displacement of the engine or downsizing. By doing so, increased engine efficiency can be realized and other downstream vehicle advantages such as lower weight, reduced frontal area, and simpler packaging can be captured. As has been the case for decades, boosting with waste heat recovery (WHR) devices such as turbochargers has been the most prevalent enabling technology. The turbocharger recovers waste enthalpy from the engine’s exhaust stream through a turbine and uses it to drive a compressor which then provides pressurized air to the engine. Although this strategy works well, the fact that the turbine relies on engine exhaust energy for its power source means the engine needs to produce sufficient energy to power the turbine before the turbocharger can supply the engine with more air. This bootstrapping phenomenon, colloquially referred to as “turbo lag”, is a significant barrier for downsizing or downspeeding as the market has an overall expectation for vehicle drivability. To combat this lack of transient torque on further downsized or downspeed engines, assisted boosting is an attractive solution.

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Figure 1 – Speed vs. Load Plot Showing Assist and Generate Opportunities

By using an external source such as an electric machine to decouple the boost supply from the available exhaust energy, any lag associated with accepting a load step can be reduced to acceptable levels, allowing for the steady-state gains of downsizing and downspeeding without the associated drivability penalty. These transient improvements associated with assisted boosting are relatively obvious, but simulation suggests that there are areas of very light-load operation where gains from low power steady state compressor assist can yield gains of engine efficiency by offloading the turbine in any areas where it isn’t operating efficiently. More intuitively, there are several cases in the engine’s operating regime where recovery of excess engine exhaust energy would be beneficial. In the case of an electrified turbo, at high load and high speed conditions where a conventional turbocharger would be rejecting excess turbine energy through wastegating or by opening VTG vanes, it is possible to harvest the excess energy, which potentially leads to nonstandard wastegate or VTG combinations being employed. Taken to an extreme, in some cases a VTG or wastegated turbocharger can be replaced with a fixed geometry unit, thus eliminating the cost and complexity of such features which in turn helps justify the complexity of the assist/recovery mechanisms. Another common case where turbocharger recovery can be beneficial is where a VTG turbocharger is used to “drive” high pressure EGR. This practice consists of closing the vanes of a VTG turbocharger to increase exhaust manifold pressure. Although this is an effective means of enabling EGR flow, it can be detrimental to engine pumping power and without any benefit other than creating favorable boundary condi-

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tions for EGR flow. By using the generating function of the electrified turbocharger, the energy required to power the generator can also provide a pressure gradient that will drive high-pressure EGR without waste.

2.1 Supporting Technology As the past several years have demonstrated, the hybridization of passenger vehicles is gaining significant acceptance among consumers, and is predicted to become even more mainstream in the coming decade as electrification costs continue to decline and automotive electrified components and technologies become more and more widespread. Commercial vehicle hybridization is mainly limited to some construction machines and transit busses at this time. For this reason, a focus on mild-hybrid architecture is important for eTurbo™ viability on commercial vehicles as to keep the market potential broad and the installation costs affordable. In vehicles where a complete heavy-hybrid (HEV) system is not available or viable, simulation suggests a cost-effective mild hybrid system as shown in Figure 2 incorporating a belted alternator/starter (BAS) and relatively small battery will yield 9% fuel economy gains on a highly transient cycle with significant periods of regenerative braking.

Figure 2 – Representative Mild Hybrid System

The significance of the mild hybrid system is highlighted here as an illustration of how power harvested by an electrified turbocharger can be put to use. Other strategies

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are also available such as driving electric accessories of many types. Any usage that offloads the fuel consumption of the vehicle is a valid reason to generate the electrical power. Simply eliminating the traditional alternator is one of the most obvious.

2.2 Alternate Transient Power-Adder and Waste Heat Recovery Architectures A survey of currently-prevailing assisted boosting and WHR technologies show significant differences in the operation modes and advantages to each. The assisted boosting systems are primarily electrical superchargers or electrified turbochargers while the recovery methods can broadly be divided into turbocompounding, thermoelectrics, bottoming cycles, and electrified turbochargers.

Boost Assist One of the most intuitive ways to supplement the turbocharger when insufficient turbine energy exists is by adding an externally assisted compressor to the intake tract. Engine driven supercharging in conjunction with turbocharging is one manifestation of this technique, although this requires a connection to, and dependence on, the engine cranktrain for its power. To avoid this limitation, researchers and manufacturers are exploring alternate power sources for the boost assist compressor. Although most such compressors such as the BorgWarner eBOOSTER™ are currently electrically powered, other, more novel, power sources such as hydraulic have been explored as well [2]. Regardless of power source, these assist compressors are unable to regenerate. Since such assist compressors are typically designed to work during low engine flow, the compressor usually needs to be bypassed once the turbocharger compressor is efficiently boosting, adding nominally to system complexity. Regardless, this technology is being rapidly deployed by engine manufacturers due to the fact that it is an easily packaged, cost-effective method of increasing transient response.

Waste Heat Recovery: Electrical Turbocompounding Electrical turbocompounding involves putting a secondary power recovery turbine as shown in Figure 3 in series with an existing turbocharger. This technique has the advantage of being relatively non-invasive to the vehicle due to being packaged downstream and also cost-effective since these machines can be operated at lower speed and at lower temperatures. Although the relative simplicity of this approach makes it attractive, there are disadvantages associated with it. The recovery turbine is usually located downstream of the vehicle’s exhaust aftertreatment system, significantly reducing the enthalpy and kinetic energy of the exhaust reaching the turbine, and since this secondary turbine isn’t connected to a compressor stage, it can only be used for

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recovery. The electric turbocompounding system also requires a redundant turbine stage with its associated extra costs and packaging compared to an electrified turbocharger. Finally, the only way that a turbocompounding device can harvest energy from the exhaust stream is by increasing the pumping work performed by the engine. In summary, electrical turbocompounding may become a very effective way of executing waste heat recovery but there are tradeoffs to consider and no transient boost assist benefits are available.

Figure 3 – Alternative Architectures

Waste Heat Recovery: Mechanical Turbocompounding Mechanical compounding involves connecting the waste heat recovery system directly to the vehicle drivetrain though a mechanical coupling. Doing so allows the system to avoid round-trip electrical losses and can be accomplished without any sort of powertrain hybridization. Because of these factors, the first waste heat recovery systems utilized this method. In exchange for its mechanical simplicity, mechanical compounding brings the challenge of matching the speed of the turbomachinery with the crankshaft, requiring high-ratio reduction schemes, some element of slip or clutching, and high rotational speeds on one end of the interface. Mechanical compounding also inherently couples the recovery device to a multiple of the cranktrain speed, meaning the turbine often runs at an off-design speed band and with reduced efficiency unless some sort of high speed, variable, high-ratio reduction technique is implemented. Functionally, the largest challenge with mechanical compounding is that without a means for storing the recovered energy, any recovery needs to be used immediately. This can be problematic with some usage types and can impose a limitation on drive cycle benefits.

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Waste Heat Recovery: Bottoming Cycles Bottoming cycle waste heat recovery systems as shown in Figure 4 employ a thermodynamic cycle, commonly the organic Rankine cycle (ORC) to recover engine waste heat and convert it to useful energy. The ORC system uses waste heat from sources such as the primary exhaust stream, EGR cooler, engine cooling, or charge air cooler to boil a working fluid which is then expanded through a recovery device, condensed, pumped and the cycle is repeated. Such a system has been demonstrated in simulation to yield very significant fuel economy gains under certain steady-state conditions and does so without significant impact on engine performance [3]. Due to ORC systems’ large thermal inertia and relatively high system cost, they are well-suited to long-haul trucks which operate for extended periods of time in a relatively narrow window of engine power and consume large amounts of fuel over a long period of time. In these applications, this technology can achieve reasonable payback periods, but doesn’t directly address the transient response issues associated with engine downsizing or downspeeding.

Figure 4 – ORC System Schematic

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With any electrical boost or WHR technology , deeper infrastructure such as an electrical bus, power electronics, thermal control as well as system control/monitoring equipment is needed. As a consequence this cost/complexity needs to be factored into payback calculations. However, with the added infrastructure comes the opportunity for drivetrain hybridization which is a key enabler for fuel economy gains. Although so-called round trip losses (electrical losses as the mechanical energy is converted to electricity and back again) need to be factored into payback calculations, modern power electronics operate at high efficiencies, keeping losses minimized.

Waste Heat Recovery and Boost Assist Electrified turbochargers act as an electric compounding device but can convert waste heat to electricity without the added cost and packing requirements of a second turbine as used in electrical turbocompounding nor are they hindered by the inefficiencies of mechanical compounding as they are not mechanically coupled to the engine and can operate at the best efficiency point irrespective of the engine speed. An inhouse engine simulation that compared all architectures and compounding techniques demonstrated that electric compounding is a good choice for most driving cycles, especially considering the increasing market penetration of powertrain hybridization, particularly the mild-scope implementations, within the commercial vehicle market.

Figure 5 – eTurbo System Schematic

3 Electric Machine Design and Turbo Integration As vehicles become ever more aerodynamic and operator-oriented, underhood space becomes increasingly valuable. Further, any added mass decreases vehicle payload carrying capacity, adversely impacting the fuel used per cargo distance. These con-

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straints drove the decision to select a motor topology with the highest practical power density and a design that would integrate into the engine bay in the least invasive way possible. Although other configurations were explored, a layout which placed the electric machine in the center of the turbocharger bearing housing, between the turbine and compressor allowed for the packaging of a high-power motor in a configuration that engine manufacturers are comfortable packaging, and which can accommodate existing turbine and compressor stages for maximum market usefulness. Although several motor topologies were explored, a two pole (one pole pair) permanent magnet (PM) three-phase brushless AC electric machine was chosen. Although power-dense PM machines rely on rare earth materials, internal testing has observed that PM machines have more than three times the rotor mass power density as switched reluctance (SR) or induction machines. 1-D engine cycle simulation dictated a need for 22 kW peak power and 11 kW continuous power in order to achieve the desired engine enhancement attributes at up to 13-liter displacement. A PM machine was the only topology which was able to deliver this level of power while meeting the packaging demands of the application and also 150,000 rpm speed capability as needed by the smaller 6 to 9 liter engine segment. Previous experiments utilized SR machines, but these machines were power-limited and more difficult to develop high speed power electronics controllers for. Further, PM motors can enjoy lower rotor heating and associated losses compared to other machine topologies. Due to the speed and power involved, controlling an electrically assisted turbocharger leads to interesting technical challenges. At speeds up to or even exceeding 150 krpm, switching frequencies are extremely high. Because of this, the design was limited to two poles to minimize the fundamental frequency, although torque ripple, eddy current, and cogging losses suffer as compared to larger pole counts. Another important design consideration was that the machine had to run at full speed without use of an encoder/resolver. By achieving this, overall design complexity is decreased, the package size shrinks, and costs are reduced. To maximize ease of engine integration, the controller interfaces with the engine ECU by a speed command over the vehicle’s CAN bus. The bi-directional controller autonomously selects motoring or generating modes based on the current turbo speed and attempts to capture and hold the commanded speed set point by supplying power to or absorbing power from the turbocharger shaft. In the case of generating, the speed command is selected to maintain the desired engine boosting pressure and the amount of power generated is then modulated by controlling the VTG position. This subject of whether or not to use VTG in conjunction with the eTurbo™ architecture is an interesting one. Using the VTG adjustment allows for the modulation of generator power when in that mode and when clamped to the commanded speed. The VTG function could also be removed but then a fairly low turbine flow capacity

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would have to be permanently selected and always present. Without using the generator, the turbo would exceed the target boost pressure if not wastegated. Most agree that using a VTG, at least for concept testing, gives maximum flexibility. However, it’s easy to visualize this being de-contented in some instances after the best-fit aerodynamics have been selected on an application basis.

Figure 6 – Cutaway Rendering of Prototype eTurbo™

Mechanical integration of the electric machine into a turbocharger bearing housing proved challenging, but demonstrated that thoughtful design and packaging could overcome such a challenge. The prototype electrically assisted turbocharger is approximately 65mm longer than a comparably-sized conventional turbocharger. This was the fundamental challenge during the design process; to minimize axial lengthening while holding a fixed radial space claim. To achieve this goal, as well as improve overall efficiency, a single row, rolling element bearing was placed on either side of the electric machine. This bearing system is sized appropriately for long lifetime and high load capacity while also allowing 150krpm maximum speed. The bearings are oil lubricated and are tightly packaged inside the stator’s end turns. The bearing housing itself is a two-piece, axially divided design. An interesting advantage of such a design is that aluminum can be utilized on the cooler of the two bearing housings to reduce cost and weight as compared to a fully iron or steel design.

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Since the electrified turbocharger needs to be compatible with current turbine stages, VTG packaging and production parts commonality were also key design factors. This was achieved through a creative redesign of the VTG adjusting ring which allowed existing parts to be used in different configurations while also clearing the stator geometry. VTG kinematics and controllability was improved over current production geometry and actuator packaging is significantly more compact than current production designs due to the longer bearing housing length actually being helpful in this regard. The electrified turbocharger is water cooled using a patent-pending cooling jacket arrangement that transfers heat more efficiently from both the stator and bearing housing than current external cooling groove designs. Electric machine phase connectors use simple, production intent stud-type terminals with NEMA 3 safeguarding.

3.1 Mechanical Challenges Rotor Bearing System Integrating the motor/generator into a turbocharger magnifies three challenges for a high speed rotor bearing system. The first challenge is strategic positioning of the rotor bending mode(s) relative to the system operating speed range. Consider a simple free-free, un-damped representation:

Thomson’s matrix iteration method [4]estimates the first bending mode frequency and mode shape to be:

where k is shaft bending stiffness and m is rotor or impeller mass distributed as sketched. As equation (b) shows, increasing rotor mass to achieve higher motor power density reduces the fundamental bending mode frequency. It is physically difficult but not impossible to stiffen the system (i.e. increase k) positioning the bending mode above the operating speed range (i.e. a supercritical system). However, the electrified turbo presented here is subcritical, that is, the bending mode occurs within the operating speed range. Consequently, the bearing system must produce sufficient damping to control response amplitude while traversing the bending mode. The second challenge is the magnetic rotor’s residual unbalance and eccentricity which apply a synchronous force at the shaft mid span conducive to exciting the first

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bending mode. Turbocharger manufacturers are best prepared to manage this challenge from a long history with component balancing and precision fits to maintain acceptable response limits. Figure 7 shows the eTurbo™ compressor displacement measured on-engine. Simulated operating deflection shapes are included to show relative position throughout the operating speed range. The first bending mode is successfully traversed during ramp up and spool down. The second bending mode occurs at speeds above the operating range. The angular contact ball bearing system produces a smooth synchronous response with the exception of small engine excitation visible at low firing frequencies.

Figure 7 – Compressor Displacement on-Engine with Ramp up and Spool Down

The third bearing system challenge is oil flow management. Sufficient flow to cool the high speed bearings and maintain viscosity for damping is essential while avoiding excessive oil contact with the motor system. The motor/generator components are chemically and thermally compatible with the turbocharger environment, however, excessive lubricant flow to the magnetic rotor would increase viscous losses and risk oil deposit accumulation detrimental to system efficiency. The engine-supplied lubricant flow rate is therefore controlled with novel eTurbo™ features and deflectors that route damper end flow into the ball bearings and away from the motor.

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4 Power, Speed, Voltage, Temperature and Control Considerations As previously discussed, the electrically assisted turbocharger will need to provide 22kW peak and 11kW continuous power to satisfy the needs of 11-15L class engines. To determine whether intermittent-level power is available, particularly for motor assist, the power electronics controller as shown in Figure 8 continuously monitors the controller and stator temperatures and begins to reduce power when temperatures exceed a predetermined threshold. When the components cool down, power can then be increased.

Figure 8 – eTurbo™ Power Electronics Controller

The BorgWarner power electronics controller is IGBT-based and has exceptional flexibility, allowing lower (e.g. 48VDC) and higher (e.g. 200-400VDC) bus voltage connections. This is done by reconfiguring the internal buswork connections and altering some software settings. It has speed capability well above this project’s needs and protects for future designs that may require even more speed. All that being said, we recognize that in today’s world of electronics being heavily integrated into the vehicle architecture, there may be plenty of cases where our customers prefer to create their own controllers/inverters/rectifiers. In any case, our controller provides for a convenient development platform. At the system level, selecting voltage and current constraints on an electrified vehicle involves striking a delicate balance between electrical performance, conductor cost, and safety. To keep conductor sizes reasonable to ease packaging and reduce system cost, a current limit of 200A (intermittent) was imposed. This allows use of cabling instead of busbar for all AC and DC connections. With such a current limit, the system requires slightly more than 130VDC in the DC bus to reach full power potential yet can be run on a supply voltage as high as 400VDC. To have this full power potential, additional safeguarding is required per ISO 6469 as the voltage is greater than 60VDC. To avoid this, some vehicle manufacturers are likely to use a 48 VDC system but with reduced power output. Figure 9 illustrates the effect of speed and DC bus voltage on the motor/generator power capacity.

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Figure 9 – Motor/Generator Power as a Function of eTurbo™ Speed and DC Bus Voltage Selection

5 Example System Integration In addition to combustion burner stand and engine dyno work, a demonstration vehicle was developed to validate the simulation studies and further explore electrification strategies and technologies. All work was completed in-house providing the team with valuable insight into what challenges vehicles designers may face during integration. The choice to develop a test vehicle allows for chassis dyno testing as well as road testing, thus allowing for real world data collection and a first-hand ability to witness the enhanced boost response made possible by the eTurbo™. The demonstration vehicle will be available for customers to view the system architecture, experience the enhanced drivability, and observe the fuel usage savings.

685

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Figure 10 – 2005 Sterling Acterra Demonstration Vehicle for eTurbo and Mild Hybrid Conversion

The BorgWarner demonstration vehicle started as a delivery truck for the Asheville, NC, USA facility where it saw a mainly urban driving cycle. It is a 2005 Sterling Acterra with an 18’ (5.5 meter) box and a gross vehicle weight rating of 25,500lbs (11,550 kg). It is powered by a Caterpillar C7 7.2L diesel engine initially equipped from the factory with a BorgWarner S200G wastegated turbo. The turbo was replaced with a eBV63 eTurbo™ and the truck was mildly hybridized to take advantage of the harvested electrical energy. We chose to perform the mild hybrid addition by adding a belted (BAS-type) motor to the engine accessory drive. Similar addition could take place within the gear drive, on the aux drive, or within the flywheel housing. Even in non-hybrid architectures the stored electricity can be used to drive high voltage accessories such as HVAC, fans, air conditioning, brake air, refrigeration units, and so forth. This mild hybrid conversion consists of 4 major components; the eTurbo, a BAS, a battery pack, and the controls. The entire system is supervised by a Hybrid Control Module (HCM) which is built from a customized ECU that has been reprogrammed specifically for this application. The HCM reads engine operating data from the vehicle CAN bus and commands both the eTurbo and BAS controllers as well as monitoring key battery parameters. The overall system schematic is shown in figure 11.

686

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Figure 11 – Schematic of Demonstration Truck Mild Hybrid Conversion and Control System

This path was chosen because it provides a cost-effective and minimally-invasive conversion which could be implemented on many different vehicle types. The vehicle has been equipped with laboratory-quality fuel flow meters, pressure transducers, and thermocouples which allow for monitoring of the turbo and engine efficiency. The eTurbo™, BAS, and VTG are controlled based on maps that reference engine load and speed. There are two sets of maps, one for the base non-electrified states which were designed to match the OE operation and another set of electrified maps which command optimal VTG position for eTurbo generation and maximum BAS assistance. The maps are blended by a scalar which is controlled by the battery state of charge (SOC). The VTG vane position is set for maximum regeneration when the pack is below 100% SOC tapering back to the non-electrified maps as max charge is approached. The BAS provides powertrain propulsion assistance when the charge is at 100% and tapers back to zero as the battery charge is depleted. Lithium-Ion batteries are used which provide a very flat voltage versus SOC curve giving a large window of use before needing to reduce BAS and eTurbo™ assist modes and do only regenerative braking and eTurbo™ power generation.

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5.1 System Components and Integration 5.1.1 Turbo Installation Despite the very different internals between the electrified and non-electrified turbos the exterior differences are minimal. The main differences being that the electrified turbo bearing section has additional length to accommodate the motor as discussed previously as well as high-voltage terminals to make the phase lead connections. The challenges in the installation were common to most turbo installations requiring the fabrication of oil, water, and charge piping. New charge pipes allowed for the addition of instrumentation and adjustments to the compressor location. The turbo installation was completed with the hookup of shielded 4 AWG. power leads from the controller. Figure 12 shows the electrified turbo installation in progress. The additional instrumentation, new charge pipes and yellow insulator block with high-voltage terminals can all be identified.

Figure 12 – Integration of eTurbo™ Into Demonstration Truck’s Package Space

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5.1.2 BAS Design and Installation Again, a BAS design was chosen as it is a cost effective method of hybridizing an existing engine. The BAS Motor is an air cooled permanent magnet brushless A/C machine with a 16kW continuous rating. This motor can deliver up to 30kW peak power for up to 1 minute and has a maximum speed of 5,000rpm. A mounting plate was designed to install the motor on the front of the engine, connecting its output to the crankshaft pulley at a 2:1 speed ratio. The installed BAS is shown in Figure 13. The controller selected allows for both motoring and regeneration, which means there are two sources of power generation, the BAS and the eTurbo™. The installation of the BAS was straight- forward, but is limited by the OE belt and accessories when installed as an afterthought to what the factory design included. The initial belting system has proven capable of holding 16kW without slipping but will need further refinement to allow full power usage and stop-start capabilities.

Figure 13 – Integration of BAS Motor Into Demonstration Truck’s Package Space

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5.1.3 Battery Pack Design and Installation Batteries make up a large percentage of the expense of any “heavy” hybrid system, leading to the choice of a small-capacity battery pack for this mild-hybrid demo. The eTurbo™ and controller are capable of adaptable operation between 48 and 400 volts, although limited by amperage draw when used in the lower voltage range. The demonstration truck system is designed to operate at 96V allowing for nearly full turbo functionality yet at an intermediate-level bus voltage. The initial battery pack is built from seven 14V lithium-ion battery modules which are air cooled and connected in series to form a 98V 1.3kWh pack. The pack is shown along with the control box in Figure 14. The batteries are connected to the system through a set of contactors and for additional safety a fuse and manual disconnect are located in the middle of the pack to disconnect and divide the voltage during servicing. A battery management system continuously monitors the cell temperatures, voltages, and the high voltage bus isolation. These parameters are sent over the CAN to the HCM which will to open the contactors if warning conditions are encountered.

Figure 14 – Placement of Battery Pack and Controls Rack Under the Truck Cargo Box

690

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5.2 Control System Calibration Four maps are required for the control architecture; turbo speed and VTG position both in the non-electrified and electrified state. In order to develop these maps, a second C7 engine was procured and installed on a dynamometer at the BorgWarner Tech Center in Asheville, NC, USA. The engine was first run with the original S200G turbo to get a baseline power curve and to characterize the OE fuel and boost map. After the baseline was completed a BV63 VTG turbo was installed. The vane position was swept at over 100 conditions providing a data set across the range of engine speed and load. To develop the non-electrified VTG and turbo speed maps, the BV63 VTG position was chosen to match the air delivery of the baseline S200G turbo at each load condition. This formed our closest replica of to the S200G turbo but to take full advantage of the variable vane nature, the map was further optimized for minimum BSFC. The resulting VTG position and turbo speed were then used for the nonelectrified map. This is the calibration used when the electric motor is not enabled during eTurbo™ operation.

Figure 15 – Engine Dyno Testing with eTurbo™

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For the initial electrified map, points were investigated where the electrified turbo could generate and still have a net increase in fuel efficiency taking into account the exhaust manifold pressure increase that leads to higher engine pumping power. This was done by setting the VTG vane points and then closing them past baseline thus increasing the turbine power. This additional power was quantified and used to calculate generating capacity. In actual practice the electrified turbo will be commanded to hold the baseline speed while the VTG vanes are closed and the excess power converted into electrical output from the generator.

Figure 16 – Demonstration Truck Fitted to Chassis Dynamometer

There may be condition where motoring the turbo at higher loads will help decrease the exhaust manifold pressure and in turn increase efficiency or to simply keep the exhaust pressures within boundaries. This scenarios as well as transient assist conditions will be investigated during the next phase of testing on the demonstration vehicle during drive cycle analysis. Additional testing of the demonstration vehicle in a more controlled setting will be made possible by a university development partnership that will allow controlled vehicle testing on the university’s chassis dynamometer while also providing an educational experience for students.

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6 Engine Cycle Simulation Using the properties of BorgWarner eTurbo™ and controller, simulation of potential WHR and boost-assist strategies on three engine architectures were run in partnership with external simulation experts [5]. These three architectures were a 7L medium duty Diesel, 6.7L lighter duty Diesel, and an 11L heavy duty Diesel. The simulation was run to optimize fuel economy and took into account the electrified turbochargers ability to motor and generate. Also taken into account were the efficiencies of the electrical machine and power electronics as well as the efficiency of putting the power back into the engine crankshaft. Removal of the alternator from the system was also included, and the power needed to run typical accessory loads was provided from the eTurbo™ system.

7L Diesel The simulated fuel economy percent improvement taken from ESC 13-mode points shown in Figure 17 shows modest fuel economy improvements at most engine speed and load conditions. Also a vehicle acceleration was simulated using first through fourth gear as shown in Figure 18. Boost assist provided from the eTurbo was particularly helpful in first, second, and third gears by providing near-instant boost and engine torque. Without injecting additional fuel, the excess air during these transients avoid smoke formation and instead uses this fuel to propel the vehicle. Shown on the left of Figure 18 is the compressor outlet (boost) pressure as a function of time. Shown on the right of Figure 18 is the engine torque as a function of time. The result of this study was a 0.5 second improvement in 0 to 30 mph (0 to 48 km/h) performance on this simulated fully-loaded medium duty truck.

Figure 17 – Engine Cycle Simulation from 7L Diesel Engine Example

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Figure 18 – Vehicle Simulation Using 7L Diesel, Acceleration Gears 1 Through 4

6.7L Diesel Similar drivability improvements can be seen in the 6.7L simulation. A step load event gives a time-to-torque comparison at 1400 rpm as shown in Figure 19.

Figure 19 – Step-Load Simulation at 1400rpm from 6.7L Diesel Example

This simulation shows an improvement in time-to-torque of 3.4 seconds. As would be expected the low-end torque curve as shown in Figure 20 is enhanced by the eTurbo’s motoring ability. The red curve represents a best-effort VTG curve while the black

694

Electrified Turbocharging (eTurbo™) and Usage Strategies in Conjunction With VTG …

curve represents the electrified turbo using up to 9.2kW of electrical assist power. The electrical power required at each of the points is labeled. By point number 4 the turbine no longer needs assistance from the motor and the maximum torque curve can be generated by the energy provided from the exhaust gas.

Figure 20 – Simulation of Low Speed Torque Improvement from eTurbo™ Boost Assist

11L Diesel The simulated fuel economy improvement using ESC 13-mode points for a 11L heavy duty engine is shown in Figure 21. Unlike the 7L example above, this engine is betteroptimized to make use of the eTurbo™ characteristics including turbo aerodynamics selections, effects on pumping power, and the need for some exhaust pressure increase to be able to drive a modest amount of EGR flow for emissions compliance. As can be seen, the improvement was as much as 5.6% and with a 3.1% improvement at a key road-load cruise condition.

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Figure 21 – Simulation of 11L Heavy Duty Diesel Fuel Economy Improvements by Using eTurbo™ Power Generation

7 Conclusion In order for commercial engine manufacturers to mitigate rising operator costs and to conform to emerging governmental GHG emission regulations, additional technologies such as advanced waste heat recovery methods will need to be pursued. At the same time, advances in motors and power electronics has become an enabler for electrifying high speed turbomachinery. Turbo electrification (eTurbo™) is a uniquely packageable technology that can harvest excess waste heat and also increase engine drivability by providing motor-assist to the compressor during transient situations. By encouraging downspeeding and downsizing of the engine, fuel efficiency is further enhanced. Use of eTurbo™ in conjunction with VTG allows for maximum control of turbo speed and turbine power, hence regulating not only boost pressure but also generator power. When placing the eTurbo™ system within a mild hybrid vehicle architecture, not only can the generated power be easily re-introduced to the powertrain but also this belted motor can be used for mild levels of regenerative braking. By limiting the electrical infrastructure added to the vehicle in terms of battery capacity, cables and connectors, system-level incremental costs can be minimized.

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Electrified Turbocharging (eTurbo™) and Usage Strategies in Conjunction With VTG …

REFERENCE [1] Spears, Matthew, U.S. Environmental Protection Agency, National Highway traffic Safety Administration, “Looking Ahead to the Next Phase of Heavy-Duty Greenhouse Gas and Fuel Efficiency Standards”, August 2014. [2] US Patent US 5113658 A, “Hydraulic assist turbocharger system” [3] Dieter Seher, Thomas Lengenfelder, Jürgen Gerhardt, Nadja Eisenmenger, Michael Hackner, Ilona Krinn, Robert Bosch GmbH, “Waste Heat Recovery for Commercial Vehicles with a Rankine Process”, 21st Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology 2012 [4] Thomson, William T., Theory of Vibration with Applications, 3rd Ed. Prentice Hall 1988, pp.. 308-310. [5] Fulem, Josef, Ricardo, PLC. Multi-Architecture Study for WHR and Electrification. Case Study: 7L Medium Duty Engine, Multiple Vehicle Types, Contract Simulation Report April 2014.

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines Dipl. Ing. Dr. techn. Wolfgang Gstrein D.I. (FH) Daniel Assalve D.I. (FH) Ralph Wachter

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Table of contents 1 Introduction 2 Relationship between fluid consumption and CO2 3 Actual and upcoming legal requirements 3.1

US- legislation

3.1.1 US- GHG – regulations 3.1.2 US EPA emission and upcoming regulations 3.2

European legislation

3.2.1 EU GHG – regulations 3.2.2 Euro VI and upcoming emissions regulations 4 Status and further CO2 – or emissions reductions 5 CO2- and emission reduction by ATS- improvements 5.1

Substrate and coating technologies

5.2

Controls improvements

5.3

Dosing improvements

5.4

Backpressure management

6 Conclusions 7 Abbreviations 8 References

700

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

1 Introduction With the introduction in 2014 of the strictest emission limits to date it would seem that we have solved a problem. Exhaust gases are cleaner than ever, but is it enough? According to the different ruling bodies it is not. In fact with the introduction of the latest regulations not all emissions have been tackled, and those that have can be reduced even more some say. As of today the regulated gasses, and in particular NOx and PM are at levels which are difficult to measure, let alone reduce even more. But exhaust is not only composed of these elements (Figure 1). There are others which harm the environment and the eco systems as well. Greenhouse gases such as CO2 and N2O are next on the list for reduction. And while regulated through the NOx emissions, also the remaining near to the ground NO2 levels can pose a problem in environmental critical zones. Also methane poses a problem, but this is significantly more important in spark ignited gas engines than in the traditional diesel engines.

Figure 1: Emission species in focus

Todays solutions for emission control are SCR and EGR (Figure 2) and/or a combination of these.

701

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Figure 2: SCR and EGR

Integrated vehicle-, ATS- and energy management simulations are used in FPT to evaluate the use of EGR case by case. In fact we cannot deny that EGR has some advantages especially on smaller engines in worldwide applications such as: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Flat BSFC- NOx- or TCCE- tradeoffs Additional heat up and thermo management possibilities useful for cold cycle operation to reach the emission limits Enables alternative combustion modes (large rates are needed for PCCI) Reduced reagent consumption enables low tailpipe emissions at lower required SCR- efficiencies

On the other hand the use of externally cooled EGR has also a series of drawbacks such as: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Additional heat rejection to the coolant cooler Intake system pollution, inhomogeneous EGR- distribution Lube oil deterioration (and increased engine wear) Higher raw soot emission Negative pressure for EGR- flow or Reed- valves needed Reduced exhaust temperatures Complex controls, flaps and sensors (reliability) Condensation and corrosion EGR- cooler deterioration (solved) Space requirement and additional weight Additional failure modes Cost/benefit relations are not always convincing

702

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

For most of its engines, especially in heavy duty applications, FPT Industrial has chosen to go a different route of most of its competitors. The HI-eSCR (High Efficiency Selective Catalytic Reduction, Ref. 1), applied both to on- and off-road equipment, relies on the SCR system alone to convert NOx in diatomic nitrogen and water (Figure 3) without the use of EGR (Exhaust Gas Recirculation). This choice dates back to the introduction of Euro IV in 2005 and since then more than 450.000 engines have been equipped with an SCR-only system.

Figure 3: HI-e SCR- layout

Seen the emissions of today’s diesel engines and the existing solutions this paper would like, in the following contribution, try to answer the following questions: Ɣ What impacts CO2 and CO2-equivalent emissions? Ɣ How will on-road regulations evolve in Europe and North America? Ɣ Can we reduce CO2 & NOx emissions by improving ATS efficiency?

2 Relationship between fluid consumption and CO2 For a HD- diesel engine, CO2 is resulting from combustion of diesel fuel with a certain C/H ratio (Figure 4). The CO2– emission of a diesel engine is in direct correlation to the fuel lower heating value, fuel consumption and engine efficiency. Unfortunately the fuel consumption is not the only factor that influences the CO2 emissions. The presence of carbon molecules in AdBlue causes these emissions as well.

703

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

The amount of CO2 produced by the SCR process is in comparison much lower than that produced by the combustion (Figure 5), meaning that a lower BSFC at higher NOx with a higher AdBlue consumption could be preferable. fuel lower heating value [kJ/kg] 42700

fuel C/H ratio [-] 0.57

engine fuel cons. (RMC) [g/kWh] 193

average engine efficiency [%] 0.44

CO2

CO2

[g/kWh] 616

[g/hphr] 460

Figure 4: CO2 from combustion

CO2 from SCR- chemistry

[%]

2.2 – 2.5 Used value 2.3 0.8

CO2 from system transportation

[%]

0.5

AdBlue used for NOx-reduction in HI-e SCR- system

[g/g NOx]

Figure 5: CO2 from AdBlue consumptions

But not only CO2 levels will play a role un future legislations, but also the so called CO2-equivalent emissions such as N2O. Although they are limited to about 0.1 g/hphr, it has a GHG- contribution with a factor of 310, resulting in a CO2- or BSFC- equivalent of nearly 4% (Table 1). Catalyst technology and NO2/NOx- control will have to be carefully selected to avoid this impact. Table 1: Impact of NO2 to CO2- equivalent

Impact of N2O on CO2-equivalent N2O

[g/hphr]

0.1

[–]

310

CO2 equivalent

[g CO2/hphr]

31

fuel equivalent

[g fuel/hphr]

9.69

BSFC equivalent

[g/kWh]

7.23

SET consumption

[g/kWh]

193

[%]

3.75

GHG- factor

fuel consumption penalty

704

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

3 Actual and upcoming legal requirements 3.1 US- legislation In the following chapters US- GHG and emission regulations are discussed. Averaging, banking and trading (ABT) is possible in both segments.

3.1.1 US- GHG – regulations In the US, vehicle and engine CO2 emissions are already regulated by NHTSA and EPA. The engine limits are shown in (Table 1). For vehicle CO2 emission determination there is a “GEM” simulation tool. HHDE engines had to reduce CO2 for 3% in 2014 and must show another reduction of 3% in 2017 vs. a 2010 baseline. This reduction must be guaranteed during the useful life of 435,000 miles or 10 years. Efforts of different OEM’s can be observed in the EPA funded Super Truck project. The technology identification out of this program will influence US 2020 regulations. With the participation of some European players to this project, there will also be some pressure on EU-engine technology and Off- Road applications, this especially because most Euro VI-Step1 engines would not even be able to fulfill the US 2017 CO2 requirements Table 1: US HDD CO2- regulations

Engine Standards for Engines Installed in Road Tractors Fuel Cons. CO2 Category Year ca. Emissions g/bhp-hr g/kWh 2014 475 199 HHD Engines 2017 460 193 2020 ? ? measured in HD SET- cycle (=RMC!)

705

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

3.1.2 US EPA emission and upcoming regulations Actual US- EPA- emission requirements are shown in Table 2. There is no sign, that PN- regulations will be adopted. For N2O and CH4 there is a limit of 0.1 g/hphr. The specification of any unregulated emissions could be asked for at homologation. In California further step by step NOx reductions are planned and will be supported by incentives. Numbers like 0.05 g/hphr are in discussion, a program to demonstrate 0.02 g/hphr was started (Ref. 2). This means more than 99% SCR- efficiency. Emission warranty periods were introduced by EPA in order to achieve customer confidence in ATS- solutions. During this period, no external service action should be necessary like catalyst change or filter cleaning, otherwise it has to be agreed with EPA during development and additionally the service has to be paid by the OEM. Table 2: US EPA13 regulations

US – EPA legislation: NMH C

CO

CH4

Formaldehyde

0.1

0.1

0.01

0.1

0.1

0.1

0.01

0.15

0.15

0.15

0.015

NOx

PM

NH3

g/hphr

g/hph r

HDDTC

0.2

0.01

0.14

15.5

0.1

SET

0.2

0.01

0.14

15.5

NTE

0.3

0.015

0.21

23.3

N2O g/hphr

3.2 European legislation In Europe the Euro VI Phase C legislation is in introduction. Main content is the “full OBD”- requirement and the necessity of a PM sensor and an AdBlue quality sensor. The PM- sensor must assure that the filter has no damage and is in place. This sensor may be avoided, if the engine would show a raw soot emission of less than < 25mg/kWh in hot WHTC.

3.2.1 EU GHG – regulations Since Euro VI, the engine CO2– emission has to be reported in WHTC and WHSC by measurement with a reference fuel or by sophisticated calculation. In future, the calculation of the vehicle- GHG- emission by a program code “VECTO” is in discussion.

706

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Fleet owners have to declare the CO2 footprint of their transport business following ISO 16258 In this standard however, standard fuel consumptions are defined for the trucks. Also possible is the introduction of a CO2- equivalent (Global Warming Index GWI) instead of CO2- emission only. This would include methane with a climate factor of 21 and N2O with a factor of 310.

3.2.2 Euro VI and upcoming emissions regulations The Euro VI- HD emission requirements are shown in Table 3. Actually, a PEMS – review is ongoing concerning cold start emissions, a lower power treshold, the evaluated percentiles and different vehicle loadings. Table 3: Euro VI regulated emissions

Euro VI – legislation:

WHTC

NOx

PM

PN

g/kWh

g/kWh

#/kWh

0.46

0.01

CO

NH3

g/kWh

g/kWh

ppm

11

0.16

1.5

10

11

0.13

4

10

6*10 8*10

THC

WHSC

0.4

0.01

NTE

0.6

0.016

-

0.22

2

-

PEMS

0.69

0.015

-

0.24

2.25

-

4 Status and further CO2 – or emissions reductions In recent years, industrial engines development has been driven by the evolution of the environmental regulations and especially NOx and PM limits reduction. It has been a sequence of two decades of technical innovation and investments, carried out by manufacturers to marry reduced tailpipe emissions with the continuous demand for better efficiency and higher performance. Up until now the industry has focussed its efforts, apart from reaching the emission legislation, only at keeping the operating costs and fuel consumption at bay. A third element all of us have been working on is the improvement of performance, reliability and weight of the engine, helping at the same time to increases the profits for the final user.

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

With the introduction of Euro VI we have seen near-zero emissions from heavy duty trucks on the roads. Their NOx and Particulate emission are at the limit of what is technically measurable. In the last few years the major legislators around the world have started to look beyond mere the reduction of purely pollutants, in fact from end of last decade, we experienced an increased focus on CO2 reduction. This is where we see a paradigm change (Figure 6). From now on, we expect that innovation will be driven by our need to satisfy the Customer by reducing fuel consumption and operating costs. Which means for the powertrain industry not more than increasing thermal efficiency, with the additional benefit of reducing CO2 emissions at the same time. The lion share of the CO2 emission reductions will off course come from innovations on the engine itself, but also after treatment improvements will play an important role. Today’s after treatment systems however have a series of limitations.

Figure 6: Paradigm Change

Available tailpipe sensor technologies have accuracies of typically +/- 5 to 10 ppm, depending on the species concentration, and their signals are available only after considerable delay time, creating the need for predictive AdBlue dosing control (feed

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

forward control). On its turn, this predictive control depends on other sensors like boost pressure and temperature and on fuel injection accuracy. There is also an upstream NOx sensor with +/- 10% accuracy. The resulting “inlet balance failures” cause dynamic deviations of tailpipe NOx. For this reasons it is already very difficult to fulfill todays requirements over a vehicle running distance of 1.2 Mio. kilometers, considering ageing effects and the deterioration factor (Figure 7). Furthermore, OBD for Euro VI Phase C requires a sensor survey and drift diagnosis, an issue not yet completely solved.

Figure 7: Further NOx- reduction with SCR – only?

Tomorrow’s friction reduction and improved combustion will lead to reduced fuel consumption, but will bring with it higher NOx-emissions, requiring higher SCRefficiency and higher reagent consumption. Furthermore, improved engine efficiency will lead to lower exhaust temperatures (Figure 8). This is an advantage at higher load, but is a disadvantage at low load and cold operation. Some of the gain will be lost by additional ATS heat up measures.

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Figure 8: BSFC- improvement related exhaust temperature decrease

5 CO2- and emission reduction by ATS- improvements Although the possibility of BSFC- or CO2-reduction by ATS improvement alone is limited and related to complex issues, FPT sees still a series of opportunities. Among them there are: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

New substrate and coating technologies Controls and model improvements Dosing system improvements Backpressure management

5.1 Substrate and coating technologies New developments are available for “flow through” and “wall flow” substrates. For wall flow substrates (filter or SCR-F, Figure 9) the parameters will also be improved. High porosity substrates with narrow mean pore size (MPS) distribution and MPS below 20 µm are being developed in order to safely achieve PN- requirements for Euro VI and EU Stage V, even without relying on running- in- procedures before homologation.

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Figure 9: SCR on Filter technology

5.2 Controls improvements Accurate AdBlue dosing is the key to maintain high NOx conversion throughout the vehicle’s lifetime. Thereby, the NH3 storage profile along the flow axis has to be managed appropriately in order to achieve high NOx conversion without causing NH3 emissions. The latter are typically abated using a clean-up catalyst. However, if the NH3 storage and abatement are not handled appropriately, a significant increase of urea consumption may result because of persistent overdosing. FPT uses an in-house developed fully model-based urea dosing strategy (Figure 10), which allows a fast and simple adaptation to various SCR catalyst technologies and geometric setups. Main development trends aim at increasingly more sophisticated identification concepts, which allow robust adaptation to various ageing and deactivation mechanisms without the need of excessive calibration effort for the high number of variants.

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SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Figure 10: HI-e SCR model based control

5.3 Dosing improvements Generally, the dosing system must provide uniform NH3- distribution at all operating conditions. One of the biggest challenges is deposit formation. These occur when dosing starts too early in cold vehicle missions or there are cold spots on the exhaust tube or on the mixer. AdBlue- Injector, dosing section and mixer are carefully matched by numerous CFD- caculations. Backpressure is competing with mixing quality. Additives (detergents) would help considerably but there is still no agreement for a widespread utilization. For higher SCR- efficiencies dosing improvements are needed.

712

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

Figure 11: Dosing improvements are needed

5.4 Backpressure management The backpressure of the complete ATS in clean condition can cause a loss of up to 2% BSFC at high engine load. Backpressure is also dependent on soot and ash loading of the filter. Filter delta p can be measured with sensors, but does not always give reliable information on the soot or ash loading status. Because of the uncertainties, soot and ash loadings are determined also by model based control. Backpressure mangement is handled by: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Minimising catalyst heatup functions Utilisation of thin wall substrates for front face reduction Optimised catalyst cell density and length/diam. relations Optimised substrate porosity and washcoat loadings Asymetric cell structures for filter ash management Minimising engine oil consumption for low ash cumulation Thermal Management strategies for optimal filter soot loading Optimisation of AdBlue mixing devices

713

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

6 Conclusions Both in Europe and North America CO2 emissions will play an important role in future emission regulations. Although NOx reduction is today at its technical limit, reduction in future is not excluded. Improving after treatment efficiency will play an important role and will improve both CO2 and NOx emissions with the need of: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Aging stability or after treatment servicing opportunities Improved sensor and component accuracies New technologies for substrates and coatings Control and model improvements

714

SCR-only, further reduction potentials for Euro VI engines

7 Abbreviations ABT ………………….

Averaging, Banking and Trading

ATS ………………….

After Treatment System

BSTC

Brake specific total cost

………………….

CFD ………………….

Computational Fluid Dynamics

EPA ………………….

Environmental Pollution Agancy (US)

GEM ………………….

Greenhous gas emission model

GWP ………………….

Global Warming Potential

HD

………………….

Heavy Duty

HHDE ………………….

US term: Heavy Heavy Duty Engine

MHDE ………………….

Medium Heavy Duty Engine

MPS ………………….

Filter substrate mean pore size

NH3 ………………….

Ammonia

NHTSA …………………..

National Highway Traffic Safety Administration

OBD………………….

On Board Diagnosis

OEM………………….

Original Engine Manufacturer

PEMS………………….

Portable Emission Measurement System

SCR ………………….

Selected Catalytic Reduction

SCR-F, SDPF………………….

SCR coated Filter technology

SAPS

………………….

Sulphated Ash, Phosphor, Sulfur

TCCE

………………….

Total consumption cost equivalent

THC ………………….

total unburnt hydrocarbons

WHR ………………….

Waste heat recovery

8 References Ref. 1: FPT Hi-e SCR, Th. Auckenthaler, D. Assalve, VDI Wissensforum 12/2012 Ref. 2: 7th Integer Emissions Summit & DEF Forum USA 2014

715

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen ErdgasNutzfahrzeugmotoren – ein Schlüssel zur Wirkungsgradsteigerung Dipl.-Ing. Herbert Knorr, MAN Truck & Bus AG Dipl.-Ing. Maximilian Weidner, MAN Truck & Bus AG Dr.-Ing. Bruno Barciela, MAN Truck & Bus AG

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Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

1 Einleitung Seit Jahrzehnten wird die Verwendung von komprimiertem Erdgas CNG (Compressed Natural Gas) im Nutzfahrzeug diskutiert und auch erfolgreich eingesetzt. MAN Truck & Bus AG hat bereits 1992 einen Stadtbus SL202 auf Erdgasantrieb umgerüstet, der über Jahre beim Verkehrsbetrieb VAG Nürnberg im Linienbetrieb eingesetzt wurde. Heute ist MAN bei den Erdgas-Stadtbussen Marktführer in Europa. In diesem Jahr wurde MAN mit dem Preis „Bus of the Year 2015“ für den ErdgasStadtbus Lion’s City GL CNG ausgezeichnet (Bild 1).

Bild 1: Stadtbus Lion’s City GL CNG, Bus of the Year 2015

Vor einigen Jahren hatte der Erdgasantrieb noch deutliche Vorteile bzgl. der Abgasemissionen. Bereits 2002 wurde der erste MAN Erdgasmotor nach dem Euro V/EEVStandard homologiert, als der Dieselmotor erst den Euro III Standard erfüllte. Diese Schere hat sich jedoch heute geschlossen. Seit dem 01.01.2014 müssen sowohl der Diesel- als auch der Erdgasmotor dem anspruchsvollen Emissionsstandard Euro VI genügen. Heute haben sich die Motivationsschwerpunkte für den Einsatz von Erdgas im Nutzfahrzeug verlagert. Dies betrifft zum einen die geringe Geräuschemission von Erdgasfahrzeugen, die gerade im innerstädtischen Bereich zur Entlastung der Bürger vor Lärm beitragen, und die günstigen Kraftstoffkosten für den Betreiber und zum ande-

718

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

ren die theoretisch neutrale CO2-Emission bei der Verwendung von Biomethan. Diese Vorteile galten vor Euro VI natürlich ebenso. Die Erdgasversorgung ist über Jahrzehnte gesichert. Die Bundesanstalt für Geowissenschaften und Rohstoffe (BGR) schätzt die weltweiten Erdgas-Reserven mit 196 Bill. m³ und die Erdgas-Ressourcen mit 629 Bill. m³ ab (Bild 2). Erdgas ist ein Energieträger, der uns über Jahrzehnte versorgen wird. Bei der Annahme einer gleichbleibenden Förderung von 3,4 Bill. m³, wie in 2012, ergibt sich für die Reserven eine Reichweite von ca. 58 Jahren, bei zusätzlicher Berücksichtigung der Ressourcen eine Reichweite von 243 Jahren. Erdgas kann helfen, die globale CO2-Emission zu verringern und somit den Treibhauseffekt zu bremsen. Bei der Verbrennung von Erdgas entstehen 25 % weniger vom Treibhausgas CO2 als bei konventionellen Brennstoffen, wie Diesel und Benzin. Erdgas kann aber nur als „Brückenenergie“ angesehen werden. Aus regenerativen Energiequellen erzeugter Wasserstoff kann beitragen, das Treibhausproblem der Erde zu lösen.

Bild 2: Erdgasreserven und –ressourcen, weltweit [1]

Der z.B. durch Photovoltaik und Windkraft erzeugte Strom kann mittels Elektrolyse zur Wasserstoffherstellung verwendet werden. Der gewonnene Wasserstoff kann direkt eingesetzt oder durch Umwandlung mit CO2 zu einem leichter portablen Kraftstoff (Methan) umgewandelt werden.

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Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Als gutes Beispiel kann das Audi e-gas-Projekt [2] angeführt werden. In der AudiAnlage im emsländischen Werlte wird mittels regenerativ erzeugten Wasserstoffs synthetisches, CO2-neutrales Erdgas hergestellt. Unabhängig vom Kraftstoff besteht generell der Anspruch, den Kraftstoffverbrauch und damit die CO2-Emission der Verbrennungsmotoren zu senken. Bei Gas-Ottomotoren ist die gekühlte Abgasrückführung in Verbindung mit dem Miller-Zyklus eine gute Option, um dieses Ziel zu erreichen.

2 Erdgasmotorenkonzept für Euro VI Um den anspruchsvollen Emissions-Standard Euro VI einzuhalten, haben sich viele Hersteller von Erdgas-Fahrzeugmotoren für das stöchiometrische Motorenkonzept mit Aufladung und Drei-Wege-Katalysator entschieden. Die Abgasnachbehandlung mit Ȝ=1-Regelung und Drei-Wege-Katalysator ist eine seit Jahrzehnten bekannte Technik, welche erprobt und robust ist. Mit diesem Verfahren können extrem niedrige Abgasemissionswerte erzielt werden. Das OBD-Konzept (On Board Diagnosis) zur Überprüfung der Funktion der Abgasnachbehandlung ist bereits entwickelt und entspricht der Konzeption von Pkw-Benzinmotoren. Bei der Überprüfung wird das Sauerstoffspeichervermögen des Katalysators bewertet. Das Sauerstoffspeichervermögen stellt ein Maß für die Konvertierungsleistung des Katalysators dar. Mit Hilfe der Signale der Lambdasonden vor bzw. nach dem Katalysator und einer speziellen Sauerstoff-Ent- und Beladeprozedur wird die Speicherfähigkeit bestimmt. Vorteilhaft ist, dass mit Hilfe der Lambdasonden und der Ȝ=1-Regelung sich das System auf verändernde Erdgasqualitäten selbstständig anpasst. Aufgrund des stöchiometrischen Betriebs mit Abgasturboaufladung stellen sich hohe Abgastemperaturen ein, so dass hochtemperaturfeste Werkstoffe im Abgasstrang zum Einsatz kommen müssen. Auch kann es erforderlich sein, die Motorkühlanlage des Fahrzeuges anzupassen. Die MAN Erdgasmotoren E2876LUH07/08 mit einer Leistung von 228 kW bzw. 200 kW und die Motoren E0836LOH04/05/06 mit einer Leistung von 162 kW bis 206 kW arbeiten nach dem oben beschriebenen Konzept.

720

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

3 Gekühlte Abgasrückführung in Verbindung mit dem Miller-Zyklus Die gekühlte Abgasrückführung in Verbindung mit dem Miller-Zyklus ist eine hervorragende Maßnahme, um zum einen die hohen Abgastemperaturen bei stöchiometrischem Betrieb zu reduzieren und gleichzeitig den Wirkungsgrad des Motors deutlich zu verbessern, da ein höheres Verdichtungsverhältnis gewählt werden kann. Durch die Zumischung des Abgases zur Frischladung werden die maximalen Verbrennungstemperaturen reduziert. Dadurch wird auch die Stickoxid (NOx)-Emission im Rohabgas verringert. Aufgrund des Inertgasanteils wird die Klopffestigkeit der Frischladung erhöht, so dass das Verdichtungsverhältnis angehoben werden kann, wodurch die Abgastemperatur abgesenkt und der Wirkungsgrad gesteigert wird. Im Teillastbereich entstehen ebenfalls Verbrauchsvorteile, da durch die Verdünnung der Frischladung mit dem Inertgas die Drosselklappe weiter geöffnet werden muss, so dass sich die Drosselverluste verringern. Der Miller-Zyklus, also ein frühes Schließen des Einlassventils vor dem unteren Totpunkt (UT) des Kolbens, bewirkt eine Entspannung der Frischladung, so dass die Verdichtungsendtemperatur abgesenkt wird. Verbunden ist damit eine Absenkung der Abgastemperatur und der NOx-Emission. Die verringerte Verdichtungsendtemperatur vergrößert den Abstand zur Klopfgrenze, so dass eine Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses möglich wird, verbunden mit einer Absenkung der Abgastemperatur und der Verbesserung des Kraftstoffverbrauches. Durch die verringerte NOx-Belastung im Rohabgas kann der Drei-Wege-Katalysator kleiner ausgeführt werden und damit die Edelmetallmenge. Somit werden Systemkosten eingespart. Als weiterer Vorteil der niedrigeren Abgastemperatur in Verbindung mit der verringerten NOx-Belastung im Rohabgas ist die geringere Alterung des Motorenöls zu nennen, wodurch eine Verlängerung der Ölwechselintervalle machbar erscheint, so dass sich die Betriebskosten verringern. Bei der Methode der Abgasrückführung (AGR) wird zwischen der Hochdruck-AGR und der Niederdruck-AGR unterschieden.

721

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Bild 3: Schema Hochdruck-AGR

Die Hochdruck-AGR ist das klassische System, welches sowohl bei Diesel- als auch bei Otto-Motoren bevorzugt eingesetzt wird. Dabei wird das Abgas vor der Abgasturbine entnommen, in einem Wärmetauscher abgekühlt, wobei ein ausreichender Temperaturabstand zum Taupunkt eingehalten werden muss, und ins Ladeluft- bzw. Ladegemischverteilerrohr, bei Otto-Motoren nach der Drosselklappe, eingeleitet. Um auch im vollastnahen Bereich eine ausreichend große AGR-Rate zu Verfügung zu stellen, muss die Abgasturbine angepasst werden, um ein entsprechendes Druckgefälle zu realisieren. In Bild 3 ist die Hochdruck-AGR schematisch dargestellt. Bei der Niederdruck-AGR wird das Abgas nach der Turbine entnommen, über einen Kühler geleitet und der Ansaugluft vor Verdichter wieder zugeführt (Bild 4). Dadurch erreicht man eine sehr gute Vermischung des Abgases mit der Ansaugluft. Nachteilig wirkt sich die lange Laufstrecke vom Einleitungspunkt des Abgases bis in den Zylinder auf die Regelung aus. Außerdem besteht bei Schwachlast nur ein geringes Druckgefälle zwischen dem Abgas und der Ansaugluft, so dass nur niedrige AGR-Raten möglich sind. Ein Problem stellt die Kondensatbildung dar, die unbedingt vermieden

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Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

werden muss. Sich bildende Wassertropfen müssen abgeschieden werden, damit diese das Verdichterlaufrad des Turboladers nicht beschädigen bzw. zerstören. Eine Variante der Niederdruck-AGR ist die Entnahme des Abgases vor der Turbine und die Einleitung des gekühlten Abgases vor dem Verdichter in die Ansaugluft (Bild 5). Dies hat den Vorteil des maximal zur Verfügung stehenden Druckgefälles, so dass in jedem Lastpunkt eine ausreichende AGR-Rate bereitgestellt werden kann.

Bild 4: Schema Niederdruck-AGR Entnahme nach ATL

Bild 5: Schema Niederdruck-AGR Entnahme vor ATL

4 Versuchsträger 4.1 Aufbau des Versuchsmotors Die Versuche wurden an dem aktuellen Euro VI Erdgasmotor E2876LUH07 in Unterflurbauweise durchgeführt. Der liegende Sechs-Zylinder Reihenmotor hat einen Hubraum von 12,8 l und eine maximale Leistung von 228 kW. Der Motor wird im gesamten Kennfeld Ȝ=1 betrieben und verfügt über eine Abgasturboaufladung mit Ladeluftkühlung. Der einflutig ausgeführte Abgasturbolader ist mit einem Waste-Gate ausgerüstet. Das Abgasrohr ist serienmäßig wassergekühlt ausgeführt. Das Ladegemisch wird in einem zentral vor dem Ladegemischverteilerrohr angeordneten Gasmischer aufbereitet. Dieser Motortyp wird ausschließlich im Stadtbus eingesetzt. Bild 6 zeigt eine Ansicht des Motors und Tabelle 1 die wichtigsten technischen Daten [3].

723

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Bild 6: Ansicht E2876LUH07

Tabelle 1: Technische Daten E2876LUH07 E2876LUH07 4-Takt Otto mit ATL und LLK, Ȝ=1 6 in Reihe, liegend

Arbeitsverfahren Zylinderanzahl Hubvolumen

l

Verdichtungsverhältnis max. kW / Leistung 1/min max. Nm / Drehmoment 1/min Abgasstandard

12,8 10,5 :1 228 / 2000 1250 / 1000 -1700 Euro VI

Für die Untersuchungen wurde der Basismotor mit einer HD-Abgasrückführung ausgerüstet. Wie vorher gezeigt, wurde das Abgas vor der Turbine entnommen und durch einen Abgaskühler geleitet. Zur Einstellung der AGR-Rate wurde am Eintritt des Wärmetauschers eine Abgasregelklappe vorgesehen. Am Austritt befinden sich Rückschlagklappen, um bei Druckspitzen im Abgassystem und geringem Druckgefälle zwischen der Abgasseite und der Ladeluftseite genügend Abgas in die Ladeluft hinzu-

724

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

zumischen. Der serienmäßige Gasmischer wurde durch einen Mischer ersetzt, der im Prinzip vom Erdgasmotor E0836LOH übernommen wurde. Der verwendete Gasmischer wird im Kapitel 4.2 näher beschrieben. Zur Bestimmung und Regelung der AGR-Rate wurde zusätzlich auf der Frischluftseite ein Luftmassenmesser installiert, welcher beim Basismotor nicht vorhanden ist. Der Betrieb des Motors benötigte ferner eine eigene Motor-Software. Die Zündanlage und die Zündkerzen wurden vom Basismotor übernommen. Die Zündanlage ist eine Transistorzündanlage. Die Zündstabmodule befinden sich direkt auf den Zündkerzen. Das Zündmodul verfügt über eine Zündenergie > 65 mJ.

4.2 Gestaltung des Gasmischers Das Bild 7 zeigt den Aufbau des Gasmischers. Der Mischer verfügt neben der Erdgasauch über eine Abgaszuführung. Das Erdgas wird mittels 12 Einblasventilen, wobei 6 Ventile jeweils in einem Rail angeordnet sind, in die Ladeluft dosiert. Der Mischer ist so aufgebaut, dass durch Drehen der Mischereinheit um 180 ° die Positionen der Einleitungspunkte für Erdgas und Abgas getauscht werden können. Der Gasmischer kann auch mit einem Strömungskörper (SK) bestückt werden. Die Drosselklappe befindet sich vor dem Gasmischer. Nach dem Gasmischer schließt sich ein 90 ° Rohrbogen an, so dass durch die Sekundärströmung das Gemisch weiter homogenisiert wird. ErdgasZuführung

ErdgasZuführung

AbgasZuführung

AbgasZuführung Bild 7: Kombinierter Abgas / Erdgas-Mischer

Mit Hilfe der 3D-CFD-Simulation mittels des Simulations-Programms AVL-FIRE wurde der Einleitungspunkt der Abgasrückführung vor bzw. nach der Erdgaszumischung untersucht. Verglichen wurde dabei auch die Verwendung eines Strömungskörpers (SK) im Gasmischer gegenüber Varianten ohne Strömungskörper. Bewertungskriterien sind die Güte der Gemischhomogenität und die Gemischgleichverteilung auf die einzelnen Zylinder. Damit sollte der Versuchsaufwand eingegrenzt werden.

725

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Mit der Simulationsrechnung wurden folgende Varianten untersucht: Tabelle 2: Gasmischervarianten Variante 1 2 3 4

Abgas-Einleitung vor Erdgas vor Erdgas nach Erdgas nach Erdgas

Strömungskörper (SK) im Gasmischer mit ohne mit ohne

Die gezeigten Ergebnisse wurden bei Volllast (VL, 1250 Nm) und 1200 1/min ermittelt.

CH4

Abgas

turbulente kinetische Energie

AGR-Gas mit SK

Gas-AGR ohne SK

mit SK

ohne SK

Bild 8: CH4- und Abgas-Verteilung sowie turbulente kinetische Energie in der Strömung bei 1200 1/min, 1250 Nm

726

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Anhand der Strömungsbilder ist der Homogenisierungseinfluss des Strömungskörpers auf das Gemisch gut zu erkennen. Als aussagefähiger Parameter für die Güte der Gemischhomogenisierung kann auch die turbulente kinetische Energie in der Strömung herangezogen werden. Durch die Beschleunigung und anschließende Verzögerung der Strömung wird das Gemisch gut durchmischt. Als Nachteil stellt sich jedoch der Druckverlust über dem Strömungskörper ein. Ohne Strömungskörper bilden sich Bereiche mit unterschiedlichen CH4- und Abgas-Konzentrationen in der Strömung aus, wodurch die Gleichverteilung auf die Zylinder beeinflusst wird. Das Bild 9 gibt die Simulationsergebnisse der Gleichverteilung für Abgas und Methan auf die einzelnen Zylinder des Motors wieder. Die Ergebnisse zeigen, dass die beste Gleichverteilung für Abgas und Methan durch eine Abgaszuführung nach der Erdgaszumischung in Verbindung mit dem Strömungskörper erzielt wird. Diese Kombination wurde bei den Versuchen am Vollmotor verwendet.

12,0%

AGR

10,0%

5,5%

CH4

4,5%

8,0%

3,5% Zyl Zyl Zyl Zyl Zyl Zyl Ø 1 2 3 4 5 6

Zyl Zyl Zyl Zyl Zyl Zyl Ø 1 2 3 4 5 6

Bild 9: Gleichverteilung von Abgas und Methan bei 1200 1/min, 1250 Nm

5 Messungen An dem oben beschriebenen Versuchsträger wurde eine Vielzahl an Messreihen mit unterschiedlichen Ausrüstungsvarianten vorgenommen. Dazu wurde der Motor auch baulich verändert. Dies betraf den Abgaskrümmer, der serienmäßig wassergekühlt ausgeführt ist. Der Abgaskrümmer wurde durch einen ungekühlten, trockenen Abgaskrümmer ersetzt, um die Enthalpie des Abgases zu erhöhen. Im Vergleich zu dem serienmäßigen Abgasturbolader (ATL-A) wurde ein Abgasturbolader (ATL-B), welcher sowohl auf der Verdichterseite als auch auf der Turbinenseite geometrisch kleiner ausgeführt war, untersucht. Durch die kleinere Turbine er-

727

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

höhte sich zwar der Abgasgegendruck, so dass die Ladungswechselverluste zunahmen, jedoch konnten damit höhere AGR-Raten realisiert werden. Ein weiterer Parameter war die Variation des Verdichtungsverhältnisses, welches direkt einen Einfluss auf den Wirkungsgrad des Motors hat. Der Einfluss der Steuerzeiten wurde ebenfalls untersucht. Gegenüber den SerienSteuerzeiten, geringe Überschneidung im Ladungswechsel-OT und Einlass schließt nach UT, wurden auch Steuerzeiten nach dem Miller-Zyklus, Einlass schließt vor UT, verglichen. Die Bestimmung der AGR-Rate erfolgte mittels der Messung der CO2-Konzentration im Ladegemisch und im Abgas. Die Konzentrationen wurden ins Verhältnis gesetzt und damit die AGR-Rate ermittelt. In Tabelle 3 ist ein Teil der untersuchten Versuchsvarianten wiedergegeben. Tabelle 3: Versuchsvarianten E2876LUH07 Variante

Abgaskrümmer

Abgasturbolader

Verdichtung

Steuerzeiten

Basis 1 2 3

wassergekühlt wassergekühlt trocken trocken

ATL-A ATL-A ATL-B ATL-B

10,5:1 12,0:1 12,0:1 13,0:1

Serie Serie Miller Miller

5.1 Abhängigkeit der Motorparameter von der AGR-Rate Im Folgenden wird der Einfluss der AGR-Rate in den Lastpunkten 1200 1/min und 1800 1/min, 500 Nm und 1250 Nm bzw. 1200 Nm auf die motorischen Parameter dargestellt. Die Daten wurden mit der Versuchsvariante 1 ermittelt. Da das Luftverhältnis konstant auf Ȝ=1 eingeregelt wird, bleibt als einzige Optimierungsgröße der Zündzeitpunkt. Optimiert wurde der Zündzeitpunkt auf den besten Wirkungsgrad des Motors bei einer vorgegebenen AGR-Rate. Bild 10 und Bild 11 zeigen exemplarisch den Einfluss der AGR-Rate und des Zündzeitpunkts auf den Zylinderdruckverlauf und die Brenndauer im Lastpunkt 1200 1/min und 500 Nm. Durch die Zumischung von 16 % Abgas bei unverändertem Zündzeitpunkt verschleppt sich die Verbrennung deutlich (gepunktete Kurve). Dies wird durch eine Frühverstellung der Zündung von 10 °KW v. OT auf 22 °KW v. OT wieder ausgeglichen (gestrichelte Kurve).

728

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Bild 10: Zylinderdruck (1200 1/min / 500 Nm)

Bild 11: Brennverlauf (1200 1/min / 500 Nm)

Von Bild 12 bis Bild 17 ist der Einfluss der AGR-Rate auf den Wirkungsgrad, Druckverlust über Drosselklappe (DK), Abgastemperatur und Emissionen bei der Drehzahl 1200 1/min bei Teillast (500 Nm) und Volllast (1250 Nm) als Trendlinien dargestellt. Von Bild 18 bis Bild 23 werden die gleichen Zusammenhänge bei der Drehzahl 1800 1/min bei Teillast (500 Nm) und Volllast (1200 Nm) ebenfalls als Trendlinien gezeigt. Der Zündzeitpunkt wurde für jeden Messpunkt angepasst und optimiert. In der Teillast wird der Einfluss des rückgeführten Abgases bis zu einer Rate von ca. 18 % dargestellt. Ab einer AGR-Rate > 18 % war der Trend zur Wirkungsgradsteigerung nicht mehr eindeutig. Auf der Volllast ist nur ein begrenztes AGR-Fenster fahrbar. Aufgrund klopfender Verbrennung ist eine Mindest-AGR-Rate erforderlich. Richtung höhere AGR-Rate wird diese aufgrund der geringen Druckdifferenz zwischen Ladegemischrohr und Abgassystem auf ca. 8 % begrenzt. Bei Teillast 1200 1/min und 500 Nm wird deutlich, dass mit zunehmender AGR-Rate, aufgrund der Entdrosselung des Motors der Wirkungsgrad um 1,5 %-Punkte ansteigt. Aufgrund des zunehmenden Inertgasanteils kann die Drosselklappe weiter geöffnet werden. Auf der Volllast (1250 Nm) hat die AGR nur einen geringen Einfluss auf den Wirkungsgrad. Dieser steigt nur um ca. 0,5 %-Punkte an. Dies spiegelt auch der Druckverlust über die Drosselklappe wider, der konstant bleibt. Die Abgastemperatur vor ATL sinkt mit steigender AGR-Rate bei Teillast um bis zu 40 K, hingegen konnte in der Volllast die Abgastemperatur wegen der begrenzten AGR-Rate nur um ca. 10 K gesenkt werden. Die folgenden Aussagen zu den Emissionen beziehen sich auf die Rohemissionen vor Katalysator. Die NOx-Emission wird in der Teillast mit der Abgas-Zumischung deutlich um bis zu 2.200 ppm verringert, bei leichtem Anstieg der THC-Emission um ca. 500 ppm und einer Verringerung der CO-Emission um ca. 500 ppm. Wie bei den vorher beschriebenen Parametern ist die Auswirkung in der Volllast nicht so stark ausgeprägt. Die NOx-Emission verringert sich um ca. 500 ppm, die THC- und COEmissionen bleiben unverändert.

729

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

- 100 hPa

' Keff

+ 0.5%

0

5

10 % AGR - Rate

20

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 13: Druckverlust über DK

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

- 10 °C

- 500 ppm

' T Abgas

0

' NOx Emissionen

Bild 12: effektiver Wirkungsgrad

0

5

10 % AGR - Rate

20

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 15: NOx-Emission

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

- 200 ppm

+ 100 ppm

' THC Emissionen

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

0

' CO Emissionen

Bild 14: Abgastemperatur vor ATL

0

5

10 % AGR - Rate

Bild 16: THC-Emission

730

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

' p Drosselk.

1200 1/min, 500 Nm 1200 1/min, 1250 Nm

20

0

5

10 % AGR - Rate

Bild 17: CO-Emission

20

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Ähnliche Zusammenhänge wie bei der Drehzahl 1200 1/min zeigen sich auch bei der Drehzahl 1800 1/min. In der Teillast kann der Wirkungsgrad mit steigender AGRRate aufgrund des reduzierten Druckverlustes über die Drosselklappe um 1 %-Punkt gesteigert werden. Die Abgastemperatur vor ATL sinkt mit steigender AGR-Rate bei Teillast um bis zu 55 K, hingegen konnte in der Volllast die Abgastemperatur wegen der begrenzten AGR-Rate nur um ca. 4 K gesenkt werden. Die NOx-Emission wird in der Teillast bei der Drehzahl 1800 1/min mit der AbgasZumischung ebenfalls wie bei der Drehzahl 1200 1/min deutlich um 2.500 ppm verringert, bei leichtem Anstieg der THC-Emission um ca. 250 ppm und einer Verringerung der CO-Emission um ca. 800 ppm. Wie bei den vorher beschriebenen Parametern ist die Auswirkung in der Volllast nicht so stark ausgeprägt. Die NOx-Emission verringert sich um ca. 250 ppm, die THC- Emission erhöht sich leicht und die COEmission sinkt um ca. 100 ppm ab. 1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

' Keff

+ 0.5%

- 100 hPa

' p Drosselk.

1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

0

5

10 % AGR - Rate

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 19: Druckverlust über DK

- 10 °C

- 500 ppm

' NOx Emissionen

Bild 18: effektiver Wirkungsgrad

' T Abgas

0

20

1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

0

5

10 % AGR - Rate

Bild 20: Abgastemperatur vor ATL

20

1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

0

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 21: NOx-Emission

731

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-… 1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

+ 100 ppm

- 200 ppm

' CO Emissionen

' THC Emissionen

1800 1/min, 500 Nm 1800 1/min, 1200 Nm

0

5

10 % AGR - Rate

Bild 22: THC-Emission

20

0

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 23: CO-Emission

5.2 Einfluss der Ausrüstungsvarianten auf den Wirkungsgrad Das Bild 24 und das Bild 25 zeigen einen Vergleich des Wirkungsgrads der untersuchten Versuchsvarianten bei der Drehzahl 1200 1/min und 500 Nm bzw. 1250 Nm. Gegenüber der Basisausführung weist die Versuchsvariante 1 bei Teillast, aufgrund des höheren Verdichtungsverhältnisse von İ = 12,0 gegenüber İ = 10,5 der Basisvariante, einen Wirkungsgradgewinn von 1,5 %-Punkte auf. Beide Varianten sind mit einem wassergekühlten Abgasrohr und ATL-A ausgerüstet. Mit steigender AGR-Rate steigt der Wirkungsgrad bei beiden Ausführungen um ca. 1–1,5 %-Punkte, da der Motor entdrosselt wird und die Ladungswechselverluste sinken. Dies bestätigt sich auch bei den Varianten 2 und 3. Die Versuchsvariante 2 mit einem trockenem Abgasrohr, ATL-B und Miller-Steuerzeiten erreicht den Wirkungsgrad der Variante 1 nicht ganz. Der höhere Abgasgegendruck des ATL-B und damit die höheren Ladungswechselverluste sind hier ausschlaggebend. Durch die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses bei Variante 3 konnte der Wirkungsgrad gegenüber der Variante 2 um 1 %-Punkt gesteigert werden. Durch die Verdichtungserhöhung hat das Abgas eine geringere Enthalpie, wodurch der Abgasgegendruck reduziert und damit auch die Ladungswechselverluste verringert werden. Gegenüber der Basisvariante ist der Wirkungsgrad der Variante 3 um bis zu 2,5 %-Punkte günstiger.

732

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-… 1200 1/min, 500 Nm

1200 1/min, 1250 Nm

+ 1%

+ 1%

' Keff

' Keff

Basis Variante 1 Variante 2 Variante 3

Basis Variante 1 Variante 2 Variante 3

0

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 24: Wirkungsgradvergleich der Versuchsvarianten bei (1200 1/min, 500 Nm)

0

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 25: Wirkungsgradvergleich der Versuchsvarianten bei (1200 1/min, 1250 Nm)

Auch in der Volllast zeigen sich ähnliche Zusammenhänge. Die Versuchsvariante 1 hat einen um ca. 1 %-Punkt besseren Wirkungsgrad im Vergleich zur Basis. Die Variante 2 erreicht den der Variante 1 aufgrund der höheren Ladungswechselverluste nicht ganz. Durch die höher verdichtete Variante 3 konnte der Wirkungsgrad um ca. 0,5 Punkte gegenüber der Variante 2 angehoben werden. Im Vergleich zur Basisvariante weist die Variante 3 einen um 1,5 %-Punkte besseren Wirkungsgrad auf.

5.3 Einfluss der AGR-Rate auf die Klopfgrenze Der Einfluss der AGR-Rate auf die Klopfgrenze wurde für drei verschiedene Gase mit unterschiedlichen Methanzahlen, die in Tabelle 4 aufgelistet sind, untersucht. Tabelle 4: Methanzahl der untersuchten Gase MZ

Gas A

Gas B

Gas C

100

85

69

Im Folgenden wird der Einfluss der AGR-Rate auf die Klopfgrenze des Motors für die drei Testgase bei der Drehzahl 1200 1/min und 500 Nm bzw. 1250 Nm dargestellt. Der Motor war entsprechend der Variante 3 ausgerüstet. Zur Bestimmung der Klopfgrenze wurden die Zylinder indiziert, um klopfende Verbrennung zu erkennen. Die Zündung wurde solange Richtung früh verstellt, bis die Klopfgrenze, die nach festgelegten Kriterien definiert war, erreicht wurde. Das Bild 26 zeigt die Zusammenhänge bei Teillast. Da Gas A eine um 15 MZEinheiten höhere Methanzahl als Gas B besitzt, liegt die Klopfgrenze gegenüber der von Gas B um ca. 4 °KW günstiger, weshalb durch die früher mögliche Zündung der

733

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

Wirkungsgrad verbessert wird. Durch die Abgasrückführung wurde die Klopfgrenze für Gas A um 6 °KW und für Gas B um 9 °KW in Richtung früh verschoben. Bei Gas C wird die Klopfgrenze aufgrund eines Wasserstoffanteils früher erreicht. Es zeigt sich jedoch, dass durch die Zumischung des Abgases die Klopfgrenze um 13 °KW nach früh verschoben wird und diese damit einen nahezu gleichen Wert wie die von Gas A und Gas B einnimmt.

0

5

10 % AGR - Rate

Bild 26: Klopfgrenzen der Testgase bei 1200 1/min, 500 Nm

20

8 °KWvOT 12 6 4

Zündzeitpunkt

Gas A Gas B Gas C

2

5

Gas A Gas B Gas C

1200 1/min, 1250 Nm

0

20 °KWvOT 30 10

15

1200 1/min, 500 Nm

0

Zündzeitpunkt

In Bild 27 werden die Einflüsse der AGR-Rate bei Volllast verdeutlicht. Auch bei diesem Lastpunkt werden die Klopfgrenzen durch die Abgaszumischung nach früh verschoben, jedoch nicht in einem gleichen Maße wie bei Teillast.

0

5

10 % AGR - Rate

20

Bild 27: Klopfgrenzen der Testgase bei 1200 1/min, 1250 Nm

6 Zusammenfassung Der Beitrag behandelt die Verwendung der gekühlten Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgasmotoren zur Wirkungsgradsteigerung. Im Teillastbereich kann durch die Zumischung von Abgas die motorischen Parameter deutlich beeinflusst werden. Aufgrund der Entdrosselung steigt der Wirkungsgrad an, gleichzeitig nehmen die Abgastemperatur und die NOx-Emission ab. Bei Volllast ist der alleinige Einfluss der Abgasrückführung, ohne Anpassungen am Motor, weniger signifikant. Die motorischen Parameter werden kaum verändert. Durch die Abgaszumischung zum Erdgas/Luft-Gemisch wird die Klopfempfindlichkeit des Ladungsgemischs verringert. Dies ermöglicht die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses ohne die Gefahr einer klopfenden Verbrennung, so dass der Wirkungsgrad sowohl in der Teil- als auch in der Volllast angehoben wird. Eine weitere Steigerung des Wirkungsgrades bewirkt die Verwendung des Miller-Zykluses, wobei

734

Gekühlte Abgasrückführung bei aufgeladenen, stöchiometrisch betriebenen Erdgas-…

jedoch der Abgasturbolader an die geänderten Steuerzeiten angepasst werden muss, um den Leistungsverlust auszugleichen. Die Untersuchungen zeigen, dass das Motorkonzept: Aufladung, stöchiometrischer Betrieb, gekühlte Abgasrückführung und Miller-Zyklus zielführend für Erdgasmotoren ist, um die Wirtschaftlichkeit und damit die Wettbewerbsfähigkeit des Erdgasantriebes zu erhöhen.

7 Literaturverzeichnis 1. Bundesanstalt für Geowissenschaften und Rohstoffe (BGR): Energiestudie 2013 – Reserven, Ressourcen und Verfügbarkeit von Energierohstoffen. Hannover, 2013 2. AUDI AG: Audi e-gas project; Die Umweltbilanz. Ingolstadt, 2014 3. Knorr, H.: Erdgastechnik von MAN. 1. Landshuter Omnibustage. Landshut, 2012

735

EURO VI Motorenund Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter Kalibrierung Benjamin Tilch, Dr. Reza Rezaei, Dr. Christoph Bertram, Peter van Horrick, Dr. Jörn Seebode IAV GmbH

737

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

1

Motivation

Mit der Einführung der Emissionsstandards EURO VI für On-Highway-Nutzfahrzeuge und der EU Stufe 4 für mobile Off-Highway Arbeitsmaschinen ist die Systemkomplexität von Motoren und Abgasnachbehandlungssystemen signifikant gestiegen. Bei Nutzfahrzeugmotoren muss die Einhaltung der Emissionen auch unter realen Fahrbedingungen im gealterten Zustand mit Hilfe von portablen Emissionsmesssystemen nachgewiesen werden. Für Off-Highway Motoren ist aktuell ein Nachweis der Emissionseinhaltung durch einen Dauerlauf am Motorprüfstand zu erbringen. Die höhere Systemkomplexität geht mit einer gesteigerten Anzahl von Sensoren und Aktoren sowie komplexeren Algorithmen in der Steuergerätesoftware einher.

Abb. 1: Überblick aktueller On-Highway Emissionsgesetzgebung [1]

Die Forderung an kommerzielle Antriebe nach niedrigen Kraftstoffverbräuchen bei gleichzeitiger Erfüllung der Emissionsstandards sowie die Sicherstellung einer hohen Robustheit stellt hohe Anforderungen an die Auswahl und Optimierung von Komponenten, an die Entwicklung von Regelungsalgorithmen sowie an den Bedatungsprozess der Steuergerätefunktionen. Hinzu kommt eine große Variantenvielfalt von verschiedenen

738

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

F ahrz eugen und Maschinen mit unterschiedlichen L astkollektiv en, f ü r die eine op timale Abstimmung gef unden werden muss. F ahrz eugen und Maschinen mit unterschiedlichen L astkollektiv en, f ü r die eine op timale InAbstimmung Abb. 1 sind die weltweit aktuellen Emissionsgrenz werte z usammengef asst. B ei der gef unden werden muss. Entwicklung neuer Motorgenerationen muss die Z weitnutzwerte ung zder F ahrz euge in EmissionsIn Abb. 1 sind die weltweit aktuellen Emissionsgrenz usammengef asst. B ei der downgrade-Anwendungen [ 1 ] berü cksichtigt D abeiung muss Mö euge glichkeit z ur f lex iblen Entwicklung neuer Motorgenerationen musswerden. die Z weitnutz dereine F ahrz in EmissionsAnpdowngrade-Anwendungen assung der Motoren- und Abgasnachbehandlungssy der entsp [ 1 ] berü cksichtigt werden. D abeisteme muss inklusiv eine Mö eglichkeit z ur rechenden f lex iblen S ofAnptwarebedatung bereitsund berüAbgasnachbehandlungssy cksichtigt werden, um eine sp ä etere Ü bertragung assung der Motorensteme inklusiv der entsp rechendenauf Anwendungen mit niedrigeren Emissionsstandards S of twarebedatung bereits berü cksichtigt werden,z u gewä um hrleisten. eine sp ä tere Ü bertragung auf Anwendungen mit niedrigeren z u gewä Mit konv entionellen Methoden Emissionsstandards ist z ur Erf ü llung dieser Anfhrleisten. orderungen eine hohe Anz ahl v on P rüMitf standsstunden Versuchsaggregaten erf orderlich. diehohe K alibrierung konv entionellenund Methoden ist z ur Erf ü llung dieser Anf Insbesondere orderungen eine Anz ahl v unter on rü f standsstunden undwie Versuchsaggregaten Insbesondere die eK alibrierung ex P tremen B edingungen H ö he, K ä lte und H erfitz orderlich. e erf ordern kostenintensiv S p ez ialp rü funter stä nde ex tremen B edingungen oder Erp robungsf ahrten. wie H ö he, K ä lte und H itz e erf ordern kostenintensiv e S p ez ialp rü f stä nde oder Erp robungsf ahrten. D ie bei IAV v erwendeten modellbasierten B edatungsansä tz e sind eine grundlegende Antwort bei genannten IAV v erwendeten modellbasierten edatungsansä tz e sind eine aufD iedie H erausf orderungen. B Mit datengetriebenen und grundlegende p hy sikalisch Antwort basierten auf die kann genannten erausf W orderungen. datengetriebenen undwerden, p hy sikalisch basierten Modellen in ef f izH ienter eise eine B Mit asiskalibrierung erz eugt die mit H ilf e v on Modellen kann inund ef f iz ienter W eise einef inal B asiskalibrierung werden, H ilf e v on Motorp rü f standsF ahrv ersuchen op timiert underz v eugt alidiert wird. die F ü rmitv erschiedene Motorp rü f standsundmodellgestü F ahrv ersuchen f inal op die timiert und v alidiert F ü r Kv erschiedene F unktionen bietet ein tz ter Ansatz Mö glichkeit eine wird. robustere alibrierung z u ein modellgestü tz ter Ansatz die Mö glichkeit eine robustere K alibrierung z u erzF unktionen eugen, dabietet in der S imulation B ereiche und K ombinationen v on Randbedingungen erf asst erz eugen, da in der S imulation B ereiche und K ombinationen v on Randbedingungen erf asst werden kö nnen, die auf einem Motorp rü f stand nicht oder mit groß em Auf wand anf ahrbar sind. werden kö nnen, die auf einem Motorp rü f stand nicht oder mit groß em Auf wand anf ahrbar sind.

2

Abgasnachbehandlungskonzepte und Entwicklungstrends

] erforderliche NOx-Reduktion [%]

Z ur Erreichung der EURO VI Emissionsgrenz werte lassen sich die im Markt bef indlichen Z ur Erreichung der EURO VI Emissionsgrenz werte lassen sich die im Markt bef indlichen S y steme in z wei Entwicklungstrends einteilen: Z um einen in eine K ombination aus S y steme in z wei Entwicklungstrends einteilen: Z um einen in eine K ombination aus D ieselox ieselp artikelf artikelf ilter ilter ( D ( D P P F F ) , ) , S S electiv elective-Ce-Cataly atalytic-Reductiontic-ReductionD ieseloxidationskataly idationskataly sator sator ( ( D D OC OC ) ) , , DD ieselp S y S stem ( S C R) und Abgasrü ckf ü hrung und z um anderen in K onz ep te ohne Abgasrü ü hrung y stem ( S C R) und Abgasrü ckf ü hrung und z um anderen in K onz ep te ohne Abgasrü ckfckf ü hrung mit ep te te ohne ohne Abgasrü Abgasrü ckf ckfü ü hrung hrungbieten bietenVorteile Vorteilein inderder mitD D OCOC , , D D P P F F und und S S C C R.R. D D ie ie K K onz onz ep K omp im K K raf raf tstof tstof f fv v erbrauch. erbrauch. Auf Aufgrund grund des deshö höheren herenN ON x -Ox K omplexlexitä ität, t, im im Motorgewicht Motorgewicht sowie sowie im Rohemissionsniv ohne AGAG RR aber aberhöhö here hereS S C C R-WR-W irkungsgrade, irkungsgrade,diedie Rohemissionsniv eaus eaus erf erfordern ordern Motoren Motoren ohne in in der einhergehen. derRegel Regelmit miteinem einemhöhö heren heren AdB AdB lue-Verbrauch lue-Verbrauch einhergehen. 100

EGR + High Efficiency SCR

High Efficiency SCR

90 80 70 60 EGR + SCR

50

SCR

40 30 20 10 0

EGR

1

2

Erforderliche Reduktion zum Erreichen von: EURO IV (3.50 g/kWh) EURO V (2.00 g/kWh) EURO VI (0.46 g/kWh)

3 4 5 6 7 Motorrohemission NOx [g/kWh]

8

9

Abb. 2 : K onz ep te z ur N O x -Reduktion in Abhä ngigkeit v om Motorrohemissionsniv eau Abb. 2 : K onz ep te z ur N O x -Reduktion in Abhä ngigkeit v om Motorrohemissionsniv eau

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5 2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

2

2

7 3 9

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

In Abb. 2 sind erf orderliche K onv ertierungsraten der N Ox -Emissionen in Abhä ngigkeit v om Motorrohemissionsniv eau f ü r EURO IV, V und VI dargestellt. D ie groß e Auswahl an K onz ep ten und unterschiedlichen L ö sungsmö glichkeiten z ur Erreichung unterschiedlicher Emissionsstuf en bei gleichem G rundmotorkonz ep t z eigt, dass eine ef f iz iente und f lex ible Methodik z ur K onz ep tbewertung und F unktionsbedatung erf orderlich ist.

3 3.1

Entwicklungsmethodik und Simulationstoolkette Motor- und Abgasnachbehandlungsmodelle

F ü r eine modellbasierte K alibrierung sind S imulationsmodelle erf orderlich, welche z usä tz lich in C o-S imulationsumgebungen eingebunden werden kö nnen. G rundsä tz lich kö nnen S imulationsmodelle nach ihrer p hy sikalischen und chemischen D etaillierung klassif iz iert werden. D abei haben v erschiedene Modellty p en unterschiedliche Vor- und N achteile. D etaillierte Modelle mit hoher K omp lex itä t haben relativ hohe Rechenz eiten und sind sehr gut f ü r die Ex trap olation auß erhalb des K alibrierbereichs geeignet. D iese Modelle werden ü blicherweise in der Auslegungsp hase und K omp onentenop timierung eingesetz t. D as andere Ex trem stellen datengetriebene Modelle dar, die nur wenig oder keine p hy sikalische T ief e besitz en. D iese Modelle sind sehr schnell, kö nnen gut an Messdaten angep asst werden und weisen im B ereich der Modellbedatung eine relativ hohe G enauigkeit auf . Eine Ex trap olation ist aber nur eingeschrä nkt mö glich. Im Rahmen der modellbasierten K alibrierung ist auf grund der unterschiedlichen Vor- und N achteile eine K ombination unterschiedlicher Modellty p en notwendig.

D atengetriebene D oE-Modelle ( D esign-of -Ex p eriments) sind insbesondere bei der Op timierung der Verbrennungsp arameter f ü r den stationä ren Motorbetrieb geeignet. Anhand der gegebenen Randbedingungen und Z iele werden z unä chst die relev anten Eingä nge und Verstellbereiche def iniert. Auf B asis eines Op timalitä tskriteriums lassen sich dann die notwendigen Messp unkte p lanen. N ach der Vermessung der D aten am Motorp rü f stand werden Modelle automatisiert auf gestellt und anhand der T rainingsdaten op timiert. Mit den Modellen erf olgt anschließ end die eigentliche Op timierung der ausgewä hlten P arameter. F ü r eine detaillierte D arstellung sei beisp ielsweise auf B aumann et al. [ 2 ] v erwiesen. Z ur Modellierung des Motorluf tp f ades bieten sich p hy sikalisch basierte Modelle an, die z ur Erz ielung einer hohen Rechengeschwindigkeit nulldimensional auf gebaut werden. Ü blicherweise sind aus der Vorentwicklung detaillierte, eindimensionale Motormodelle v erf ü gbar, die f ü r die modellbasierte B edatung mit relativ wenig Auf wand bei Erhaltung einer hohen Modellgenauigkeit v ereinf acht werden. D abei werden aber die S trö mungsv olumina und thermische Massen im S y stem beibehalten, so dass transiente B erechnungen mö glich sind. In der Regel kann auch die kurbelwinkelauf gelö ste Z y linderberechnung beibehalten werden. F ü r besonders rechenz eitkritische Anwendungen kommen bei IAV auch selbstentwickelte, auf Matlab/ S imulink basierende Modelle z um Einsatz , wie das nulldimensionale MittelwertMotormodell T RS im-Airp ath [ 3 ] .

Ist eine stä rkere Ex trap olation ü ber die gemessenen B etriebsp unkte hinaus erf orderlich oder sind noch keine Motorp rü f standsmessung v erf ü gbar, bieten sich p hä nomenologische Verbrennungsmodelle an. D iese Modelle v erwenden einf ache p hy sikalische G rundmodelle z ur B eschreibung v on Einsp ritz ung, G emischbildung, Z ü ndung und Verbrennung, sind rechnerisch sehr ef f iz ient und weisen eine gewisse Ex trap olationsf ä higkeit auf . Im Entwicklungsp roz ess v on

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

7 4 0

3

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

H eav y -D uty Motoren setz t IAV ein selbstentwickeltes, nulldimensionales Modell ein, welches auch f ü r die S imulation v on transienten F ahrz y klen einen guten K omp romiss z wischen G enauigkeit und Rechengeschwindigkeit bietet. D as S p ray modell berechnet die Eindringtief e sowie v erschiedene L ambda-Isof lä chen auf B asis eines stationä ren, einp hasigen S trahls. D etails z um Modell kö nnen Rez aei et al. [ 4 , 5 ] entnommen werden.

0 .1 1

A: 2 5 %

A: 5 0 %

A: 7 5 %

A: 1 0 0 %

B : 2 5 %

B : 5 0 %

B : 7 5 %

B : 1 0 0 %

C : 2 5 %

C : 5 0 %

C : 7 5 %

C : 1 0 0 %

Einsp ritz rate [ mg/ s]

0 .1 4 0 .0 7 0 .0 4

0 .1 4 0 .1 1

Einsp ritz rate [ mg/ s]

0 .0 0

0 .0 7 0 .0 4 0 .0 0 0 .1 4 0 .1 1

Einsp ritz rate [ mg/ s]

B rennv erlauf [ 1 / °K W ]

B rennv erlauf [ 1 / °K W ]

B rennv erlauf [ 1 / °K W ]

D ruckv erlauf sanaly se Verbrennungsmodell Einsp ritz rate

0 .0 7 0 .0 4 0 .0 0

-2 0

0

2 0

4 0

K urbelwinkel [ °K W ]

6 0

-2 0

0

2 0

4 0

K urbelwinkel [ °K W ]

6 0

-2 0

0

2 0

4 0

K urbelwinkel [ °K W ]

6 0

-2 0

0

2 0

4 0

K urbelwinkel [ °K W ]

6 0

Abb. 3 : Vergleich der B rennv erlä uf e aus D ruckv erlauf sanaly se und p rä diktiv em S imulationsmodell -1 -1 -1 f ü r die D rehz ahlen A = 1 2 0 0 min , B = 1 5 0 0 min und C = 1 9 0 0 min bei 2 5 % , 5 0 % , 7 5 % und 1 0 0 % L ast ( H D -Motor ohne AG R) [ 5 ]

In Abb. 3 sind Ergebnisse des Verbrennungsmodells f ü r einen H D -Motor dargestellt. N eben der Einsp ritz rate sind die B rennv erlä uf e aus der D ruckv erlauf sanaly se sowie die berechneten B rennv erlä uf e dargestellt. D ie P arameter des Modells wurden an einigen wenigen P unkten kalibriert und dann unv erä ndert im gesamten K ennf eld eingesetz t. D as Modell z eigt gute Ü bereinstimmungen mit der Messung, so dass es z . B . z ur Motorschutz f unktionsbedatung unter ex tremen klimatischen Randbedingungen ( K ä lte, H itz e, H ö he) herangez ogen werden kann.

Z ur B erechnung der N Ox -Emissionen ist das Verbrennungsmodell um ein N Ox -Modell erweitert worden. D as N Ox -Modell benutz t eine Interp olationstabellen-Methode, die auf einem detaillierten reaktionskinetischen Ansatz f ü r N Ox -K inetik basiert, welche im Vergleich z u konv entionellen Ansä tz en auf B asis der Z eldov ich-Mechanismen deutlich genauere W erte bei reduz ierter Rechenz eit auf weist [ 5 ] .

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

4

7 4 1

EURO EURO VI-MotorenVI-Motoren- und und Abgasnachbehandlungsentwicklung Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels mittels modellbasierter modellbasierter KK alibrierung alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

3.2

Simulationstoolkette und Bedatungsmethodik

D ie bei IAV v erwendete T oolkette z ur modellbasierten B edatung ergä nz t den S tandardap p likationsp roz ess am Motorp rü f stand und am Versuchsf ahrz eug, siehe Abb. 4 . B ei der modellbasierten K alibrierung wird die H ardware-EC U ( Engine-C ontrol-Unit) durch eine S of tware-EC U substituiert. D iese S of tware-EC U wird ü ber S ensor- und Aktuatormodelle mit den oben beschriebenen Modellen f ü r den Verbrennungsmotor und den Abgasnachbehandlungskomp onenten z u einer C o-S imulationsumgebung gekop p elt. D ie S of tware-EC U beinhaltet alle relev anten S of twaref unktionen mit den im Entwicklungsp roz ess z u kalibrierenden P arametern. Abschließ end werden alle C o-S imulationsmodelle in echtz eitf ä higen C ode komp iliert, der wiederum mit einer Ap p likationssof tware auf geruf en und angesteuert werden kann. D ie Einbindung eines B edatungsautomatisierungstools in den P roz ess erlaubt eine intuitiv e Automatisierung v on Ap p likationsauf gaben mit einem graf ischen Editor sowie eine Automatisierung v on Ablä uf en im Ap p likationstool in F orm v on S trukturablauf diagrammen. D ie erstellten Automatisierungsroutinen kö nnen f ü r eine f inale F einabstimmung der modellbasiert kalibrierten D atensä tz e auf dem Motorp rü f stand oder das Versuchsf ahrz eug direkt ü bertragen werden. Z ur Absicherung und Robustheitserhö hung der S teuergerä tef unktionen und der entsp rechenden B edatung, kann die T oolkette, um die bei IAV v erwendete lä ngsdy namische G esamtf ahrz eugsimulation VeL oD y n f or C omAp p s [ 6 , 7 , 8 ] erweitert werden. D az u stehen B ibliotheken f ü r On-H ighway - ( L kw) und Of f -H ighway -Anwendungen ( T raktor, G abelstap ler, B agger, etc. ) z ur Verf ü gung. In Abb. 5 . ist der modulare Auf bau der S imulationsp lattf orm dargestellt.

Abb. 44 :: Modellbasierte Modellbasierte KK alibrierung alibrierung mittels mittels vv irtueller irtueller TT estp estp lattf lattf orm orm Abb.

F ü r eine modelbasierte B edatung kö nnen z wei K alibrierungsv erf ahren angewendet werden: die Op en-L oop - sowie die C losed-L oop -Methodik. B ei der Op en-L oop -Methodik werden alle in einem gegebenen EC U-K ennf eld mö glichen Z ustä nde durch ein S imulationsmodell v ollf aktoriell berechnet und die Ergebnisse in F orm v on K ennf eldern abgelegt. Um z . B . ein EC U-K ennf eld z u kalibrieren, welches den Einf luss v on T emp eratur und Raumgeschwindigkeit auf den S C R W irkungsgrad beschreibt, werden alle im K ennf eld def inierten T emp eraturen und Raumgeschwindigkeiten simuliert. D ann wird basierend auf diesen S imulationsergebnissen das 22 .. Internationaler Internationaler Motorenkongress, Motorenkongress, BB aden-B aden-B aden, aden, 22 00 11 55

7 4 2

55

EURO EURO VI-MotorenVI-Motoren- und und Abgasnachbehandlungsentwicklung Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels mittels modellbasierter modellbasierter KK alibrierung alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

ennf eld eld gef gef üü llt. llt. DD iese iese KK alibriermethode alibriermethode ist ist am am besten besten geeignet, geeignet, wenn wenn stationä stationä re re PP roz roz esse esse KK ennf betrachtet werden. werden. Im Im FF alle alle einer einer CC losed-L losed-L oop oop -Kalibrierung -in-the-L oop oop betrachtet wird eine „Model-in-the-L -S imulation durchgef ü hrt, in der das S imulationsmodell als ein v irtuelles Motorund/ oder (MiL)“-S imulation durchgef ü hrt, in der das S imulationsmodell als ein v irtuelles Motor- und/ oder Abgasnachbehandlungssy stem stem direkt direkt mit mit den den EC EC U-F U-F unktionen unktionen vv erbunden erbunden ist. ist. DD ie ie CC losed-L losed-L oop oop Abgasnachbehandlungssy Methode ist notwendig, wenn P arameter, wie z um B eisp iel Z eitkonstanten, f ü r den transienten Methode ist notwendig, wenn P arameter, wie z um B eisp iel Z eitkonstanten, f ü r den transienten etrieb op op timiert timiert werden werden sollen. sollen. BB etrieb

Abb. Abb. 55 :: Modulare Modulare SS imulationstoolkette imulationstoolkette

4 4.1

Anwendungsbeispiele Motorrohemissionen

DD ie ie genaue genaue KK enntnis enntnis der der Motorrohemissionen Motorrohemissionen ist ist als als FF unktionseingangsgrö unktionseingangsgrö ßß e e ff üü rr die die Regelung Regelung des Abgasnachbehandlungssy stems eine wesentliche F ü hrungsgrö ß e, um z . B . des Abgasnachbehandlungssy stems eine wesentliche F ü hrungsgrö ß e, um z . B . die die AdB AdB luelueDD osierung osierung des des SS CC R-S R-S yy stems stems bedarf bedarf sop sop timal timal zz u u regeln. regeln. DD abei abei sind sind insbesondere insbesondere die die NN O Oxx -Roh-Rohemission und NN O Oxx wichtige wichtige EingangsEingangs- sowie sowie Ap Ap pp likationslikationsemission sowie sowie das das Verhä Verhä ltnis ltnis zz wischen wischen NN O O22 und werte. werte. ZZ ur ur BB edatung edatung eines eines Motorrohemissionsmodells Motorrohemissionsmodells kö kö nnen nnen unterschiedliche unterschiedliche Modelle Modelle vv erwendet erwendet werden. werden. ZZ um um einen einen sind sind datengetriebene datengetriebene dy dy namische namische DD oE-Modelle oE-Modelle zz ielf ielf üü hrend, hrend, da da sie sie mit mit relativ relativ geringer geringer PP rürü ff standsstands- und und Modellentwicklungsz Modellentwicklungsz eit eit sehr sehr gute gute Ergebnisse Ergebnisse lief lief ern. ern. ZZ um um anderen anderen kökö nnen nnen pp hy hy sikalische sikalische Modelle Modelle vv erwendet erwendet werden, werden, wie wie unter unter 33 .. 11 gez gez eigt eigt pp rärä diktiv diktiv e e VerbrennungsVerbrennungs- und und Emissionsmodelle. Emissionsmodelle. In In Abb. Abb. 66 sind sind Ergebnisse Ergebnisse eines eines dy dy namischen namischen DD oE-Modells oE-Modells ff üü rr einen einen HH DD -Motor -Motor dargestellt. dargestellt. ZZ ur ur Erstellung Erstellung des des DD oE-Modells oE-Modells wurde wurde das das oben oben beschriebene beschriebene Motormodell Motormodell bei bei unterschiedlichen unterschiedlichen DD rehz rehz ahlahl- und und LL astanregungsamp astanregungsamp lituden lituden und und FF req req uenz uenz en en betrieben. betrieben. ZZ ur ur Analy Analy se se der der erf erf orderlichen orderlichen FF req req uenz uenz en en wurde wurde eine eine SS pp ektralanaly ektralanaly se se vv erschiedener erschiedener FF ahrz ahrz yy klen klen durchgef durchgef üü hrt. hrt. DD ie ie Amp Amp lituden lituden wurden wurden entsp entsp rechend rechend der der KK ennf ennf eldgrenz eldgrenz en en gewä gewä hlt. hlt. Es Es ist ist zz u u erkennen, erkennen, dass dass sowohl sowohl KK raf raf tstof tstof ff vv erbrauch erbrauch und und Abgastemp und CC O-Emissionen O-Emissionen sehr sehr gut gut wiedergegeben wiedergegeben werden werden und und Abgastemp eratur eratur als als auch auch die die NN O Oxx -- und das das Modell Modell im im Rahmen Rahmen der der def def inierten inierten GG renz renz en en zz ur ur Rohemissionsbedatung Rohemissionsbedatung oder oder zz ur ur EingangsEingangsgrö grö ßß ensimulation ensimulation eines eines Abgasnachbehandlungsmodell Abgasnachbehandlungsmodell herangez herangez ogen ogen werden werden kann. kann. 22 .. Internationaler Internationaler Motorenkongress, Motorenkongress, BB aden-B aden-B aden, aden, 22 00 11 55

66

7 4 3

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

NOX [ppm]

TAbgas [K]

Kraftstoffmassenstrom [kg/h]

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

CO [ppm]

Testdaten Dyn. DoE-Modell

0

1 0 0

2 0 0

3 0 0

4 0 0

5 0 0

6 0 0

7 0 0

8 0 0

9 0 0

1 0 0 0

1 1 0 0

1 2 0 0

Zeit [s]

Abb. 6 : Validierungsergebnisse eines dy namischen Motormodells eines H D -Verbrennungsmotors

4.2

Dieseloxidationskatalysator

N eben der Reduz ierung v on H C - und C O-Emissionen werden D ieselox idationskataly satoren z usä tz lich z um N O2 -/ N Ox -Management f ü r stromabwä rts installierte S C R- und D ieselp artikelf iltersy steme v erwendet. S owohl f ü r die kontinuierliche Ruß ox idation als auch z ur W irkungsgradsteigerung des S C R-K ataly sators ist die Erhö hung des N O2 -Anteils relev ant. D ie genaue K enntnis des N O2 -Anteils nach D OC ist als Eingangsgrö ß e z ur P artikelf ilterbeladungsberechnung als auch z ur W irkungsgradbestimmung des S C R-K ataly sators erf orderlich.

In Abb. 7 sind N O2 -Messergebnisse eines H D -Motors nach D OC mit simulierten Ergebnissen einer kalibrierten S teuergerä tef unktion f ü r 1 3 6 Motorbetriebsp unkte gegenü bergestellt. Es ist z u erkennen, dass der N O2 -Anteil durch die S teuergerä tef unktion ü ber den gesamten K ennf eldbereich gut wiedergegeben wird.

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

7 4 4

7

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

NO2/NOx nach DOC [-]

Messung Modell

0

8

1 6

2 4

3 2

4 0

4 8

5 6

6 4

7 2

8 0

8 8

9 6

1 0 4

1 1 2

1 2 0

1 2 8

1 3 6

Betriebspunkt [-]

Abb. 7 . : B erechnung des N O2 -Anteils im Abgas nach D OC eines H D -Motors f ü r 1 3 6 B etriebsp unkte im gesamten Motorkennf eld

4.3

Dieselpartikelfilter

Im Euro VI-S tandard ist die P artikelemission nicht nur in der Masse, sondern auch in der Anz ahl begrenz t, was den D P F z u einem wesentlichen B estandteil eines Euro VI Abgasnachbehandlungssy stems macht.

D er im D P F abgelagerte Ruß reagiert mit dem im Abgas enthaltenen N O2 . J e nach B rennv erf ahrenskonz ep t und B etriebsp unkt, kann die kontinuierliche Regeneration mit N O2 nicht ausreichen, um den Ruß abbrand sicher z u gewä hrleisten. D adurch resultiert ein erhö hter D ruckabf all ü ber den D P F und somit ein hö herer Abgasgegendruck, was z u einem hö heren K raf tstof f v erbrauch f ü hrt. Inf olge dessen ist eine aktiv e Regeneration des P artikelf ilters bei hohen T emp eraturen mit O2 als Ox idationsmittel erf orderlich.

D ie abgelagerte Ruß masse auf dem D P F darf def inierte G renz en nicht ü berschreiten, da eine sp ontane Regeneration eines ü berladenen D P F nur schwer z u kontrollieren ist und diese z um S chmelz en oder Reiß en des F iltermaterials f ü hren kann. D ie F ilterbeladung muss daher v om S teuergerä t genauestens ü berwacht werden, so dass entweder die B etriebskonditionen z ur B egü nstigung der Ruß ox idation v erä ndert werden oder sogar eine aktiv e Regeneration ausgelö st werden kann. D abei ist z u beachten, dass eine z u hä uf ige Regeneration z u einer unnö tigen Erhö hung des K raf tstof f v erbrauchs und der thermischen Alterung des Abgasnachbehandlungssy stems f ü hrt.

D ie B erechnung der abgelagerten Ruß menge erf olgt ü ber die B ilanz der in den D P F eintretenden Ruß menge und der ox idierten Ruß menge. Z ur B erechnung der Ruß -Rohemissionen des Motors wird ein emp irisches Ruß modell v erwendet. Auf B asis dieses Modells werden die Ruß emissionen ü ber globale P arameter, u. a. das aktuelle Verbrennungsluf tv erhä ltnis, emp irisch korrigiert, so dass ein transienter Ruß massenstrom bestimmt werden kann.

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

8

7 4 5

EURO VI-Motorenund Abgasnachbehandlungsentwicklung mittelsmodellbasierter modellbasierterK alibrierung K alibrierung EURO VI-Motorenund Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter … EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung 100

Drehzahl Drehmoment

Häufigkeit [%]

80

S chubS chub-

60

betrieb

40 betrieb

S chubbetrieb

20

0 -240

0

240

480

720

960

1200

1440

1680

1920

Drehmoment [Nm] / Drehzahl [min-1] kum. Rußmasse [g]

6 5 4 3 2

Messung ECU Modell

1 0

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

Zeit [s]

Abb. 8 : D rehz ahl-/ D rehmoment-H ä uf igkeitsv erteilung und Ruß -Rohemissionsintegral in einem schwachlastigen Z y klus

Abb. 8 : D rehz ahl-/ D rehmoment-H ä uf igkeitsv erteilung und In Abb. 8 sind Ruß die -Rohemissionsintegral mit einem kontinuierlichen messenden GZ y erä t auf genommenen in einem schwachlastigen klus Abb. 8 : D rehz ahl-/ D rehmoment-H ä uf igkeitsv erteilung und emissionen in einem schwachlastigen y klus gegen-Rohemissionsintegral in einem schwachlastigen Z y klus In Ruß Abb. 8 sind mit dieRußsimulierten mit einemErgebnissen kontinuierlichen messenden G erä t Z auf genommenen ü bergestellt [ 9 ] . D ie dargestellte H ä uf igkeitsf unktion gibt die Z eitanteile an, in denen der Motor Abb. 8 sind mit einem kontinuierlichen messenden G erä t auf genommenen RußInemissionen mit die simulierten Ergebnissen in einem schwachlastigen Z y klus gegenbei dem j eweiligen D rehmoment bz w. der D rehz ahl betrieben wird. D as emp irische Ruß modell Ruß emissionen simulierten in gibt einem y klus der gegenü bergestellt [ 9 ] . D iemit dargestellte H ä ufErgebnissen igkeitsf unktion die schwachlastigen Z eitanteile an, in Z denen Motor kann die transienten Ruß emissionen im Z y klus sehr gut wiedergeben. In diesem bergestellt [ 9 ] . D D ierehmoment dargestellte bzH ä w.uf igkeitsf unktion gibt die Z eitanteile an,emp in denen beiü dem j eweiligen der D rehz ahl betrieben wird. D as irischeder RußMotor modell S chwachlastz y klus und den dementsp rechend niedrigen Abgastemp eraturen unterschreitet die bei dem D rehmoment bz w. der D im rehz Z ahl betrieben emp irische RußIn modell kann die j eweiligen transienten Ruß emissionen y klus sehr wird. gut D as wiedergeben. diesem p assiv e Regeneration seine Mindestp roz esstemp eratur, so dass der Ruß abbrand abnimmt. kann die y transienten Rußdementsp emissionen im niedrigen Z y klus sehr gut wiedergeben. In diesem S chwachlastz klus und B den Abgastemp eraturen unterschreitet F olglich ist die ex akte erechnung derrechend im D P F eingelagerten Ruß masse z wingend erf orderlich. die S chwachlastz y klus und den dementsp niedrigen die p assiv e Regeneration seine Mindestp rechend roz esstemp eratur,Abgastemp so dass eraturen der Ruß unterschreitet abbrand abnimmt. p assiv e Regeneration seine Mindestp roz esstemp eratur, so dass der Ruß abbrand abnimmt. F olglich ist die ex akte B erechnung der im D P F eingelagerten Ruß masse z wingend erf orderlich. F olglich ist die ex akte B erechnung der im D P F eingelagerten Ruß masse z wingend erf orderlich. 100

PM [g]

80

60

40

WHTC Schwachlastzyklus 1 Schwachlastzyklus 2

20

ECU Modell Messung

Abb. 9 : Vergleich der gemessenen Ruß masse D P F mit160 den 0 20 40 grav imetrisch 60 80 100 120auf dem 140 180 v om S teuergerä temodell berechneten Ruß massen Zeit [h]bei v erschiedenen B eladungsz y klen 0

Abb. 9 : Vergleich der grav imetrisch gemessenen Ruß masse auf dem D P F mit den 2 . Internationaler Motorenkongress, B imetrisch aden-B aden, 0 1 5 Abb. : Vergleich der grav gemessenen Rußv erschiedenen masse auf dem D P F mity klen den v om S 9 teuergerä temodell berechneten Ruß 2 massen bei B eladungsz

9

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

9

v om S teuergerä temodell berechneten Ruß massen bei v erschiedenen B eladungsz y klen

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

7 4 6

9

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

D es W eiteren wird ein p hy sikalisch-chemisches Modell f ü r die K alibrierung der p assiv en und aktiv en Regeneration genutz t. Analog z ur K alibrierung der S C R D osierstrategie wird die K alibrierung der EC U-K ennf elder f ü r die B eladungserf assung z unä chst Op en-L oop durchgef ü hrt. Anschließ end werden die so kalibrierten K ennf elder mit einer C losed-L oop Methodik in v erschiedenen B eladungsz y klen op timiert, um die beste Ü bereinstimmung z wischen der v on der EC U berechneten und auf dem D P F gemessenen Ruß masse z u erreichen. In Abb. 9 ist der Vergleich z wischen der auf dem D P F grav imetrisch ermittelten Ruß masse und den W erten, welche das ap p liz ierte EC U-Modell wä hrend der konsekutiv gemessenen B eladungsz y klen berechnet, f ü r drei transiente B eladungsz y klen dargestellt [ 9 , 1 1 ] . S owohl im W H T C ( W orld H armoniz ed T ransient C y cle) als auch bei z wei v erschiedenen S chwachlastz y klen werden sehr gute Ü bereinstimmungen z wischen dem Modell und der Messung erreicht.

4.4

SCR-Katalysator

NOX [ppm] AdBlue [g/h]

F ü r die F unktion des S C R-S y stems wird N H 3 benö tigt, das mittels AdB lue-Eindosierung stromauf wä rts des S C R-K ataly sators in das Abgassy stem eingebracht und auf bereitet wird. Z ur B estimmung der op timalen AdB lue-Menge ist die K enntnis des momentanen, motorbetriebsp unktabhä ngigen S C R-W irkungsgrads erf orderlich. D abei hä ngt der W irkungsgrad im W esentlichen v on der v erwendeten S C R-T echnologie, der Abgastemp eratur, der Raumgeschwindkeit sowie der Abgaskonz entration v or S C R ab. Als wichtige Regelgrö ß e z ur AdB lueD osierung kann auch der N H 3 -S p eicherstand des S C R-K ataly sators herangez ogen werden, um den S C R-W irkungsgrad max imal z u halten und N H 3 -D urchbrü che z u v ermeiden.

NH3-Schlupf [ppm]

NO [ppm]

NO2 [ppm]

SCR-Austrittskonzentrationen Messung Simulation

0

3000

6000

9000

12000

15000

18000

Zeit [s]

Abb. 1 0 : Validierung des S imulationsmodells mittels AdB lue-D osiermengenv ariation bei stationä rem Motorbetrieb eines H D -Motors 2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

1 0

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EURO VI-MotorenVI-Motoren- und und Abgasnachbehandlungsentwicklung Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels mittels modellbasierter modellbasierter KK alibrierung alibrierung EURO

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

D ie F unktionsbedatung erf olgt mit reaktionskinetischen Modellen, die mittels Messungen an L aborgasreaktoren abgeglichen werden. In Abb. 1 0 ist die Validierung eines S imulationsmodells mit Motorp rü f standsdaten eines H D -Motors dargestellt. Es ist z u erkennen, dass sowohl die N O- als auch N O22 -Emissionen sowie der N H 33 -S chlup f nach S C R sehr gut wiedergegeben werden.

mNH3,SCR [g/l]

NH3 vor SCR [ppm]

KK SCR [%]

SCR-Eintritt NO [ppm] NO2 [ppm] TAbgas [°C]

Mittels Op en-L oop -K alibrierung lassen sich F unktionen z ur B eschreibung des stationä ren B etriebsv erhaltens des S C R-K ataly sators bedaten. D abei werden die relev anten Einf lussgrö ß en auf das Ef f iz ienz v erhalten des S C R-K ataly sators automatisiert v ollf aktoriell simuliert. D ie eindosierte AdB lue-Menge wird mittels Op timierungsroutinen angep asst, so dass ein op timaler S C R-W irkungsgrad bei niedrigstem N H 33 -S chlup f bestimmt werden kann. In Abb. 1 1 sind Ergebnisse einer Op en-L oop -B edatung dargestellt, aus denen die erf orderliche N H 33 K onz entration v or S C R z um Erreichen des op timalen W irkungsgrades in Abhä ngigkeit v on dem N O22 / N Oxx -Verhä ltnis und der Abgastemp eratur bestimmt wird. D es W eiteren wird die betriebsp unktabhä ngige sp ez if ische N H 33 -S p eicherf ä higkeit des S C R-K ataly sators bestimmt.

NH3 / NOx = 1

150°C 175°C 200°C 225°C 250°C 275°C 300°C 325°C 350°C 375°C 400°C 425°C 450°C 475°C TAbgas [°C]

Abb. Abb. 11 11 :: Op Op en-L en-L oop oop -B-B edatung edatung der der SS CC R-(IIL]LHQ]Ș R-(IIL]LHQ]ȘSS CC RR und und des des SS pp eicherv eicherv erhaltens erhaltens in in Abhä Abhä ngigkeit ngigkeit vv on on dem Oxx -Verhä -Verhä ltnis ltnis und und vv on on der der Abgastemp Abgastemp eratur eratur dem NN O O 22 // NN O

D ie N H 33 -D osierstrategie des S C R-S y stems besteht hier aus einem stationä ren T eil, der dy namisch korrigiert wird [ 9 ] . D ie B asisstrategie ist abhä ngig v on den Abgaseigenschaf ten und wird im stationä ren B etrieb v erwendet. Z usä tz lich wird die Eindosiermenge basierend auf K orrekturf unktionen sowie mit Anwendung eines N H 33 -S p eichermodells und F ü llstandreglers z ur Verbesserung des T ransientv erhaltens angep asst.

D ie stationä r kalibrierten K ennf elder werden durch transiente Z y klen ev aluiert und wenn erf orderlich, mittels C losed-L oop -Methode op timiert. W enn die Einhaltung der N Oxx -

Internationaler Motorenkongress, Motorenkongress, BB aden-B aden-B aden, aden, 22 00 11 55 22 .. Internationaler

7 4 8

11 11

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

Emissionsgrenz werte nach S C R sicher gewä hrleistet wird, kann ü ber eine weitere Iteration der AdB lue-Verbrauch z ur B etriebskostensenkung op timiert werden. Um die Robustheit der kalibrierten K ennf elder z u bewerten, werden mehrere T ransientz y klen konsekutiv gemessen. D abei ist z u ü berp rü f en, dass die im S C R gesp eicherte Menge an N H 3 nach dem Ende j edes Z y klus stabil bleibt und kein Ammoniakschlup f auf tritt.

D er z weite S chritt ist die K alibrierung der K ennf elder z ur Anp assung der N H 3 -D osierung auf grund des N H 3 -S p eicherniv eaus auf dem S C R. D er max imale S C R-Umsatz grad im T ransientbetrieb kann durch hohe N H 3 -S p eichermengen erz ielt werden. D iese erhö hen j edoch die W ahrscheinlichkeit eines Ammoniak-S chlup f es, sollte die S C R-T emp eratur wä hrend des F ahrz y klus rasch ansteigen. D aher sollte die S p eichermenge des N H 3 in Abhä ngigkeit der B etriebsz y klen der Z ielanwendung op timiert werden. D er N H 3 -S p eicherstand wird durch ein modellbasiert ap p liz iertes S imulationsmodell berechnet und ex p erimentell auf dem P rü f stand, sowie auch im F ahrz eug f ü r mehrere B etriebsz y klen ü berp rü f t und f einop timiert.

Kum. NOX [g]

NH3-Schlupf [ppm]

Abgastemperatur vor SCR [°C]

Drehmoment [Nm]

Motordrehzahl [1/min]

In Abb. 1 2 sind die N Ox -Emissionen sowie der N H 3 -S chlup f wä hrend eines W H T C -Z y klus ohne und mit op timiertem N H 3 -S p eichermodell dargestellt. D ie N Ox -G renz werte werden ohne Anwendung des N H 3 -S p eichermodells nicht erreicht. Z usä tz lich ist ein signif ikanter N H 3 D urchbruch z u beobachten. D urch das op timierte N H 3 -S p eichermodell kö nnen die N Ox Emissionsgrenz werte bei akz ep tablem N H 3 -S chlup f hinreichend eingehalten werden.

ohne N H 3 -S p eichermodell mit op timiertem N H 3 -S p eichermodell 0

5

10

15 Zeit [min]

20

25

30

Abb. 1 2 : N Ox -Emissionen und N H 3 -S chlup f nach S C R im W H T C -Z y klus ohne, sowie mit op timiertem N H 3 -S p eichermodell ( ohne N H 3 -S p errkat)

2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

1 2

7 4 9

EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung EURO VI-Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter K alibrierung

EURO VI Motoren- und Abgasnachbehandlungsentwicklung mittels modellbasierter …

5

Zusammenfassung und Ausblick

6

Literatur

Z Z ukü -Anwendungen weisen weisen auf aufgrund grund der der hohen hohen ukü nfnftige tige Motoren Motoren f f ü ü rr OnOn- und und Of Of f f --H H ighway ighway -Anwendungen Anf und Robustheit Robustheit eine eine hohe hohe S S y y stemkomp stemkomp lexlex itäitä t t Anforderungen orderungenbez bez ü ü glich glich Verbrauch, Verbrauch, Emissionen Emissionen und auf edatungsansä tztz ee sind sind eine eine grundlegende grundlegende auf. . D D ieie bei bei IAV IAV v v erwendeten erwendeten modellbasierten modellbasierten BB edatungsansä Antwort hrend f f ü ü rr die die Verbrennungsap Verbrennungsap p p likation likation Antwort auf auf die die genannten genannten HH erausf erausf orderungen. orderungen. W W ä ä hrend datengetriebene sind f f ü ü rr K K alibrierungen alibrierungen im im Motorluf Motorluftp tp f ad f adund und datengetriebeneModelle Modelle das das Mittel Mittel der der W W ahl ahl sind, sind, sind ininder basierte Modelle Modelle im im Vorteil. Vorteil. In InZ Z ukunf ukunft tist ist derAbgasnachbehandlung Abgasnachbehandlung p p hyhy sikalisch-chemisch sikalisch-chemisch basierte z z uuerwarten, Modelle kombiniert kombiniertwerden, werden, um um erwarten, dass dass v v erstä erstä rkt rkt p p hyhy sikalische sikalische und datengetriebene datengetriebene Modelle die Modellkalibrierung, ExEx trap trap olationsolationsdie Anf Anforderungen orderungen bez bez ü ü glich glich G G enauigkeit, enauigkeit, Auf wand der Modellkalibrierung, f ä f ä higkeit higkeitund undT T ransientf ransientf ä ä higkeit higkeit opop timal timal z u erf ü llen. [ 1[ 1] ] [ 2[ 2] ] [ 3[ 3] ]

ertram. C C . ;. ; Rakowski, Rakowski, S S . . ; ; T T ilch, ilch, B . ; H enning, L . ; Rolke, B B ertram. Rolke, P P . . ; ; S S eebode, eebode, J J . . Emissiondowngrade downgrade – L L owT owT ech ech or C hallenge? Emission Int. MT MT Z Z -F-F achtagung achtagung H H eav eav y y -D-D uty -, On- und Of f -H ighway 9 9 . . Int. ighway -Motoren, -Motoren, S S aarbrü aarbrü cken, cken, 2 2 0 0 1 1 4 4

aumann, W W . .; ; RöRö p p ke, ke, K K . . ; ; S S telz telz er, S . ; F rank, A. B B aumann, Modellbasierter ApAp p p likationsp likationsp roz roz ess f ü r D ieselmotoren ieselmotoren Modellbasierter Int. S S y y mp mp osium osium f f ü ü rr Entwicklungsmethodik, Entwicklungsmethodik, 2 0 1 1 4 4 . . Int.

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2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5 2 . Internationaler Motorenkongress, B aden-B aden, 2 0 1 5

7 5 0

1 3 1 3

KRAFTSTOFFE

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_15

Entwicklung eines NutzfahrzeugOttomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol und CNG

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Dieselmotoren von Nutzfahrzeugen, die die aktuelle Abgasnorm EU 5 oder EU 6 erfüllen, sind mit einem hochkomplexen Abgasnachbehandlungssystem ausgestattet. Dieses führt zu einer Erhöhung der Anschaffungskosten des Fahrzeuges sowie zu einer Verringerung der Zuladung. Ein weiterer wichtiger Aspekt bei Nutzfahrzeugen sind die Betriebskosten, welche gegenüber einem Personenkraftfahrzeug einen deutlich höheren Stellenwert besitzen.

Abbildung 1: Nutzfahrzeugdieselmotor mit Abgasnachbehandungssystem (DOC, DPF, SCRKat) Quelle: www.deere.com

Abbildung 1 zeigt einen 4.5 l Nutzfahrzeugmotor mit einem aktuellen Abgasnachbehandlungssystem. Dieses weist neben einem SCR-Katalysator auch einen Dieselpartikelfilter sowie einen Dieseloxidationskatalysator auf. Der SCR-Katalysator, der zur Reduktion der ܱܰ௫ -Emissionen verbaut ist, wiegt z.B. bei einem 6 Zylinderdieselmotor bis zu 60 kg und weist ein Volumen von bis zu 160 l auf.

Zur Reduzierung der ܱܰ௫ -Emissionen ist zusätzlich ein Reduktionsmittel – AdBlue® - , eine wässrige Harnstofflösung, notwendig, die aus einem Tank entnommen wird, welcher neben dem Bauraum auch die Zuladung des Fahrzeuges reduziert. Der Verbrauch von AdBlue® kann im PKW Bereich bis zu 3% des Dieselkraftstoffes, im

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Nutzfahrzeugsektor bis zu 9% betragen und erhöht dementsprechend die Betriebskosten. Einige Hersteller verwenden alternativ oder zusätzlich einen Partikelfilter zur Reduzierung der Partikelemissionen. Zusätzlich zu dem Gewicht von 30 kg und dem Volumen von 185 l kommt noch eine Erhöhung des Kraftstoffverbrauches und damit der Betriebskosten hinzu, die vom Beladungszustand und dem damit verbundenen Gegendruck des Partikelfilters abhängen. In Europa ist eine Großzahl der verwendeten Nutzfahrzeugdieselmotoren mit einer gekühlten externen Abgasrückführung (AGR) ausgestattet, die die ܱܰ௫ -Rohemissionen und den Aufwand für die Abgasnachbehandlung reduzieren. Die Kühlung der externen AGR verschiebt die bekannte 1/3-Regel – 1/3 der eingesetzten Energie geht in die Nutzarbeit, 1/3 der Energie ins Abgas und 1/3 in die Kühlung, ganz deutlich. Durch die gekühlte AGR, wird insbesondere bei Nutzfahrzeugen, die im Stand des Fahrzeuges oder bei niederen Fahrzeuggeschwindigkeiten Arbeiten wie Abpumpen, Pflügen, Müll zerkleinern usw. verrichten, die Kühlleistung des Motors um bis zu 30% erhöht. Diese höhere Kühlleistung erfordert einen größeren Kühler, der das Gewicht der Antriebseinheit erhöht und eine höhere Antriebsleistung der Kühlmittelpumpen und der Lüfter erfordert, was den Kraftstoffverbrauch des Fahrzeuges bzw. die Betriebskosten in die Höhe treibt.

Abbildung 2: gekühlte externe Abgasrückführung Quelle: www.deere.com

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 3: Kühler eines Traktor Quelle: www.landtechnikmagazin.de

Die Abgasnachbehandlungsanlage des später beschriebenen 4.5l Ottomotor besteht dagegen aus einem 3 Wege-Katalysator. Dieser wurde von einem großvolumigen V8Motor eines Sport Utility Vehicle übernommen.

Abbildung 4: Abgasnachbehandlungssystem (3-Wege-Katalysator) des Otto-NFZ-Motor

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Vor dem Hintergrund einer ständig sich verschärfenden Emissionsgesetzgebung und der Feinstaubbelastung von Großstädten wie Paris, Stuttgart, Shanghai und London, wird der Druck auf die Fahrzeughersteller zur Reduzierung der ܱܰ௫ െ,‫ܱܥ‬ଶ െǡ ܰଶ ܱଶ und ‫ܪܥ‬ସ - Emissionen weiter steigen. In Paris denkt man darüber nach, Dieselmotoren aus der Stadt zu verbannen.

Unter diesen Randbedingungen liegt es nahe zu fragen, wie ein NutzfahrzeugOttomotor aussehen würde, der die Anforderungen eines Nutzfahrzeuges hinsichtlich dem Drehmoment- und Drehzahl-Verhalten sowie der Laufleistung erfüllt? Wo liegen der Kraftstoffverbrauch, die ‫ܱܥ‬ଶ - und Partikelemissionen? Welcher Aufwand muss für die Abgasnachbehandlung betrieben werden? Wir haben uns an der Technischen Universität Kaiserslautern die Aufgabe gestellt, einen turboaufgeladenen 4.5 l 4-Zylinder Dieselmotor durch einen Ottomotor zu ersetzen, der das gleiche Drehmoment- und Drehzahlverhalten aufweist, damit der gesamte Antriebsstrang, insbesondere das Getriebe des bestehenden Dieselfahrzeuges, unverändert übernommen werden kann.

Drehmoment [Nm]

600

4.5 ltr.

500 400 300 200 100 0 900

1100

1300

1500

1700

1900

2100

2300

Drehzahl [1/min] Abbildung 5: Drehmoment über Drehzahl des Dieselmotors

Dabei ist es naheliegend im ersten Schritt zu überprüfen, ob ein großvolumiger PKW Ottomotor dafür geeignet ist. Im folgenden Bild sind die Drehmomentvolllastkurven verschiedener PKW-Motoren die Drehmomentvolllastkurven im Vergleich zu dem zu ersetzenden Nutzfahrzeugdieselmotor dargestellt.

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Selbst großvolumige Saugmotoren erreichen ihr maximales Drehmoment erst bei ca. 3000 U/min, also selbst ein 8-Zylinder-Motor mit 4.7 l Hubraum kann nicht als Nutzfahrzeug Antriebsmotor ohne Getriebeänderung genutzt werden. Die 4.0 l turboaufgeladenen 8-Zylinder-Motoren zeigen einerseits das größte Potential um die Drehmomentanforderungen zu erfüllen, sind aber von den Drehmomentzielen – 500 Nm bei 1000 U/min – den CO2-Zielen der Dieselmotoren und einer Laufleistung von 2 Millionen Kilometern, weit entfernt.

Abbildung 6: Vergleich von Drehmoment über Drehzahl bei großvolumigen PKW Otto- und Dieselmotoren und des NFZ-Dieselmotors

PKW-Ottomotoren müssen heute bei der Entwicklung Dauerlaufprüfungen bzw. Rafftests unter anderem mit – 800 h Dauerlauf bei maximaler Leistung – 1000 h D4 bei unterschiedlichen Drehmoment/Drehzahlen überstehen. In der Serienfertigung werden einige wenige Motoren über 2000 h bei niedrigen Drehzahlen und Lasten überprüft. Nutzfahrzeugdieselmotoren müssen dagegen mit hohen Drehmomenten bei relativ niedrigen Drehzahlen über 40 000 h abgeprüft werden. Ein Austausch der Kolben ist nach 2 Millionen Kilometern daher zulässig.

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Um einen PKW-Motor in einem Nutzfahrzeug zu verwenden, müsste dieser mit einem erheblichen Aufwand auf eine Laufleistung von 40 000 h entwickelt werden. Dies würde kein PKW-Motorenhersteller auf sich nehmen, um einen Fremdbezug bei einer zu erwartenden geringen Stückzahl für Nutzfahrzeuge abzusichern. Deshalb wurde bei diesem Projekt der Grundmotor des Dieselmotors, der ganz wesentlich die Laufleistung beeinflusst, – Kurbelgehäuse mit Kurbelwelle, Pleuel, NebenaggregateAnordnung, Anordnung des Turboladers und Ladeluftkühlers – 1:1 übernommen. In die Kolben des Dieselmotors wurden nachträglich nur Ventiltaschen eingebracht, um den Ventilfreigang im Ladungswechsel-OT bei einer ottomotorischen Ventilüberschneidung zu ermöglichen. In Abbildung 7 ist der Kolben des Motors mit den eingearbeiteten Ventiltaschen abgebildet.

Abbildung 7: Kolben mit Ventiltaschen

Auf den Grundmotor des Dieselmotors wurde ein neuer Zylinderkopf (Abbildung 8) mit 2 oben- liegenden Nockenwellen konstruiert. Die Ladungswechselventile werden mit Rollenschlepphebeln betätigt, um die Zylinderkopfreibung zu reduzieren. Die Rollenschlepphebel wurden von Großserien-Otto-Motoren übernommen, um eine hohe Lebensdauer zu erreichen.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 8: Zylinderkopf des Ottomotors

Der Antrieb der Nockenwelle erfolgt über einen Kettentrieb, der von einer Welle angetrieben wird, die die unten liegende Nockenwelle des Dieselmotors ersetzt. Dies bedeutet, dass der bestehende Antrieb der Nockenwelle des Dieselmotors weiterhin verwendet wird und keine Änderungen an diesem notwendig sind. Abbildung 9 zeigt den Antrieb der obenliegenden Nockenwellen ausgehend von der originalen Nockenwelle und in Abbildung 10 ist der originale Nockenwellenantrieb dargestellt.

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Abbildung 9: Kettentrieb zum Antrieb der Nockenwelle

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 10: Zahnradtrieb zum Antrieb der originalen Nockenwelle

Die obenliegenden Nockenwellen sind mit Phasenstellern auf der Ein- und Auslassseite ausgestattet, die von einem hochdrehenden 8-Zylinder-Motor übernommen wurden, um eine innere Restgassteuerung, einen niedrigeren Teillastverbrauch, hohe Drehmomente bei niedrigen Drehzahlen und „Katalysatorheizen“ durch frühes Auslassöffnen zu ermöglichen.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 11: Ventiltrieb mit Phasenstellern

Entscheidend für das erreichbare Drehmoment ist die Auslegung des Ladungswechsels, bzw. der Ladungswechselkanäle und -ventile sowie des Turboladers. Nachdem ein GT-Power-Modell von dem Motor erstellt und mehrere Turbolader von Großserien Motoren analysiert wurden, wurde ein Turbolader von einem Großserien 2.0 l Ottomotor ausgewählt, der so ausgelegt ist, dass der Motor eine maximale Leistung von 600 Nm im Bereich von 1200 bis 2100 U/min erreicht.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 12:Turbolader

Der Turbolader ist ein Monoscrolllader mit einem druckluftbetriebenen Waste-Gate. Der Ansaugbereich und Abgasbereich des Turboladers wurden entsprechend der Packagesituation an die ursprüngliche Lage des Dieselturboladers angepasst. Die Ladungswechselventile wurden von Hochleistungsmotoren übernommen, um eine möglichst große Laufleistung zu erzielen. Das wäre der erste Nutzfahrzeugmotor, der mit einem Porsche Auslass- und Einlassventil ausgerüstet ist.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 13: Ladungswechselventile (Einlass links, Auslass rechts)

Die Positionen der Zylinderkopfverschraubung wurden vom Dieselmotor übernommen. Der Dieselmotor verwendet allerdings 6 Zylinderkopfschrauben pro Zylinder. Bei der Entwicklung der Ladungswechselkanäle behinderte die unsymmetrische Lage einer Zylinderkopfschraube die Gestaltung der Kanäle in Zwillingsform. Um bei dem Bohrungsdurchmesser von 106,5 mm eine möglichst hohe Ladungsbewegung zu erreichen, wurde die Zylinderinnenströmung konsequent auf eine Drallströmung ausgelegt. Diese Anordnung erlaubte es eine Kanalgeometrie zu verwenden, die nicht mit der Lage der Zylinderkopfschraube kollidiert. In Abbildung 14 sind die ausgeführten Ladungswechselkanäle sowie die Kanalgeometrie des Sammlers und des Abgaskrümmers dargestellt. Wie CFD-Simulationen zeigen, konnte durch die Kanalgeometrie durchaus das Drallniveau von Dieselmotoren erreicht werden.

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Abbildung 14: Ein- und Auslasskanäle des Otto-NFZ-Motors

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 15: CFD-Strömungsbild der Zylinderinnenströmung

Die Ansaugluft wird über einen Ladeluftkühler, der am Zylinderkopf angeordnet ist, und über einen Luftverteiler oder Sammler den Ansaugkanälen zugeführt. In diesem Luftverteiler (Bild 14, 16) sind MPI-Kraftstoffdüsen angeordnet. Dieser Luftverteiler wurde vom Dieselmotor übernommen und bereitete beim Betrieb des Motors die größten Probleme. Durch die Anströmung der einzelnen Zylinder über diesen Verteiler, entstand eine Ungleichverteilung der Füllung des Brennraummit Luft von bis zu 10 %. Diese Ungleichverteilung scheint im Dieselmotor eine untergeordnete Rolle zu spielen, jedoch führte dies im Betrieb des Ottomotors an der Volllast zu einem deutlichen Klopfschaden. Die klopfende Verbrennung konnte durch die Indiziersignale nicht detektiert werden, da die Klopfereignisse extrem kurz mit sehr hohen Amplituden auftraten. Um eine bessere Gleichverteilung der Füllung zu erreichen, wurde eine Optimierung des

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Sammlers/Luftverteilers vorgenommen. Eine Neukonstruktion des Sammlers, basierend auf einer CFD-Simulation der Luftströmung, verbesserte die Luftverteilung deutlich und behob dieses Problem. In Abbildung 16 sind die beiden Sammlervarianten dargestellt. Wie eine vergleichende CFD-Simulation zeigte, trat eine Abweichung in der Luftströmung von ca. 25% auf. Die Abweichung der Luftströmung konnte durch die Optimierung auf unter 4% reduziert werden. Zylinder

Durchflussrate [kg/s]

Durchflussrate [kg/s]

(nicht optimierte Variante)

(optimierte Variante)

1

0,0826151

0,105782

2

0,104409

0,106914

3

0,0991594

0,103643

4

0,0788969

0,10655

Abbildung 16: Sammlervarianten (oben mit ausgeprägter Ungleichverteilung, unten mit Gleichverteilung)

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Wie der Drehmomentvergleich der beiden Motoren (Bild 17) zeigt, wurde das Drehmoment des Dieselmotors von 1200 U/min bis 1700 U/min erreicht, darüber zeigt der Ottomotor geringe Verbesserungen. Unter 1200 U/min zeigt der Dieselmotor ein bis zu 13 % höheres Drehmoment. Dieser Nachteil des Ottomotors kann durch Optimierung des Turboladers, Anpassung der Steuerzeiten und durch Anfetten verbessert werden. Bei den Versuchen wurde der Ottomotor im ganzen Kennfeld mit Ȝ=1 betrieben.

600 Drehmoment [Nm]

Diese 500

ROZ98; ࣅൌ૚

400 300 200 100 0 900

1100

1300

1500

1700

1900

2100

2300

Drehzahl [1/min] Abbildung 17: Drehmomentvergleich von Diesel, Benzin ROZ98

Im reinen Kraftstoffverbrauchsvergleich kommt der Ottomotor in einem großen mittleren Kennfeldbereich bis auf 12 g/kWh an den Verbrauch des Dieselmotors heran. Außerhalb steigt der Mehrverbrauch auf bis zu 95 g/kWh , bzw. 42% an, wenn man den singulären Leerlaufpunkt bei 1200 U/min, der im Fahrbetrieb nicht erreicht wird, außer Acht lässt.

769

Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol … 550 73

111

79

500

72

69

450

49

20

Drehmoment [Nm]

95 69 49 30 21 12

350 300

49 30 21 12

12 21 30

250

49

200

12 21 30

69 95

150 100 1000

30 21

69

400

21

69

150

1200

12 12

49

1400

1600

1800

2000

Drehzahl [1/min]

Abbildung 18: Kraftstoffdifferenzkennfeld (Mehrverbrauch von Benzin in g/kWh)

Analysiert man den Ladungswechsel in den Teillastbereichen (Bild 19) mit den hohen Mehrverbräuchen, so sind diese zumindest teilweise auf die Dieselsteuerung des Ottomotors zurückzuführen. Eine drosselfreie Laststeuerung mit VVT würde den Kraftstoffverbrauch deutlich verbessern.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 19: Ladungswechselschleifen im Teilllastbetrieb

Abbildung 20: spezifischer Kraftstoffverbrauch in den Bestpunkten (mit delta Verbrauch/Emission)

Im Bestpunkt und damit in einem Arbeitspunkt, in dem ein Nutzfahrzeugmotor bevorzugt betrieben wird, liegt der Mehrverbrauch des Ottomotors bei 11%, und die CO2-Emissionen sind um 13% höher.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Der Kraftstoffverbrauch des Ottomotors kann durch – – – – –

eine drosselfreie Laststeuerung einen Twin-Scrolllader in Verbindung mit einer längeren Auslasssteuerzeit einer Reduzierung der Kolbenringspannung einer Optimierung der Pleuellänge und einer Optimierung der Ölpumpe und Wasserpumpe

noch reduziert werden. Da bei höheren Lasten im Benzinbetrieb keine optimalen Zündwinkel gefahren werden konnten, wurde der Motor zunächst mit E85-Kraftstoff (71% Vol. Ethanol und 19% Vol. Benzin) betrieben.

800

E85; ࣅ ൌ ૚

Drehmoment [Nm]

700 600

Diese

500

ROZ98; ࣅൌ૚

400 300 200 100 0 900

1100

1300

1500

1700

1900

2100

2300

Drehzahl [1/min] Abbildung 21: Drehmomentvergleich von Diesel, ROZ 98 und E85

Wird statt Benzin, E85 verwendet, steigt das Drehmoment bei 1000 U/min auf 650 Nm und das maximale Drehmoment auf 700 Nm. Erreicht wird dies durch deutlich optimalere Zündwinkel, die auf Grund der Oktanzahl von E85 eingestellt werden können.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 22: Vergleich Kraftstoffverbrauch von ROZ 98 und E85

Der um bis zu 27.5 geringere Heizwert des Kraftstoffes E85 führt zu einem Kraftstoffmehrverbrauch von 26%.

Abbildung 23: schematische Darstellung der Einspritzung – Sammler mit Gaseindüsung

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

In weiteren Untersuchungen wurde ein Benzin-Gas-Mischbetrieb mit Benzin ROZ98 und CNG (Erdgas) realisiert. Dabei werden Erdgas und Benzin gleichzeitig in den Sammler eingedüst. Ausgehend von 100% Benzinbetrieb wird der energetische Anteil der Gaseindüsung in Stufen von 10-20% erhöht bei gleicher Last. Die Eindüsung von Erdgas hat u. a. den positiven Effekt, dass der Kraftstoffverbrauch im Vergleich zum reinen Benzinbetrieb reduziert werden kann. Das Potential zur Reduktion des Kraftstoffverbrauches liegt dabei in einer optimierten Lage des Verbrennungsschwerpunktes infolge der erhöhten Oktanzahl des Kraftstoff-Luft-Gemisches und in einer Entdrosselung. 800

E85

Drehmoment [Nm]

700 600

Diesel

500

ROZ98

400

Benzin-ErdgasMischbetrieb

300 200 100 0 900

1100

1300

1500

1700

1900

2100

2300

Drehzahl [1/min] Abbildung 24: Drehmomentverlauf von einem Dieselmotor und Ottomotor mit verschiedenen Kraftstoffen

Durch die Verwendung von Erdgas wurde der Kraftstoffverbrauch reduziert und das Drehmoment im mittleren Drehzahlbereich deutlich erhöht. In ersten Untersuchungen konnte das Drehmoment um bis zu 25% bzw. um 100 Nm bei einem stöchiometrischen Krafstoff-Luft-Gemisch mit einem 40%igen Erdgastanteil angehoben werden.

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Entwicklung eines Nutzfahrzeug-Ottomotors für den Betrieb mit Superbenzin, Ethanol …

Abbildung 25: spezifischer CO2-Ausstoss in den Bestpunkten (mit delta Verbrauch/Emission)

Der Krafstoffverbrauch bei 40% Gasanteil ist geringfügig besser, als im reinen Benzinbetrieb. Die CO2-Emissionen sind um 8% geringer als im Dieselbetrieb. Allerdings ohne jegliche Partikelemission und in Verbindung mit eine 3-Wege-Katalysator ohne jegliche Nox-Emission auch an der Volllast im warmen Betrieb, da der Motor in allen Bereichen mit Ȝ=1 betrieben worden ist. Damit eignet sich ein derartiger Benzinmischbetrieb hervorragend für einen innerstädtischen Warenteilverkehr und schont natürlich auch die Umwelt bei einem regionalen Überlandverkehr. Bei einem Erdgasanteil von 30-40% bleibt auch die Behältergröße noch in einem realisierbaren Bereich. Der 4.5l Otto-Nutzfahrzeugmotor zeigt im Benzin-CNG-Mischbetrieb bei einem 40%igen CNG-Anteil – um 8% geringere CO2-Emissionen im Bestpunkt und ein um 25% höheres Drehmoment – bei keinen NOx-Emissionen und keinen Partikelemissionen – bei niedrigeren Betriebskosten – bei geringeren Motorkosten – bei keinen NOx-Emissionen und keinen Partikelemissionen

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The synthetic fuel OME used in a heavy duty engine – challenges and potentials Christian von Pyschow, Internal Combustion Engines and Powertrain Systems, TU Darmstadt

Die Unterlagen wurden nicht zur Veröffentlichung freigegeben. Wir bitten um Verständnis.

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NEUE TECHNOLOGIEN FÜR ABGASNACHBEHANDLUNG

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_16

Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines Dipl.-Ing. Dirk Queck Dr.-Ing. Olaf Erik Herrmann Ken Uchiyama

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Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines

1 Introduction The post Euro6 and post Tier4, respectively Tier5, emission legislation will not focus on further reduction of the emission limits, but will introduce more stringent test condition and on board diagnostic requirements. Life time stable emissions are already one key requirement for heavy engines and also for passenger car with the coming RDE legislation this will be one of the challenges leading to increased system complexity. On the other hand, the requirements listed in Figure 1 has led to an increased complexity of the diesel powertrain including the after treatment systems. Both passenger car and truck engines are facing the challenge to further reduce CO2 emissions to meet future limits and avoid penalty cost. Thus system complexity reduction must be combined with CO2 reduction.

Figure 1: System Requirements for future Diesel Engines

The conflict between NOx emission and CO2 emission is one key topic, which will lead worldwide to the enhanced usage of after treatment system. However to fulfill the emission, OBD and in-use compliance at various conditions is a challenge. At low exhaust temperatures the efficiency especially of the SCR systems drops and as counter measure exhaust heating modes using late injection timings and post injection become necessary. To avoid too much fuel consumption increase due to exhaust heating, engine internal NOx reduction by EGR still is required. On the other hand also EGR systems need to be optimized to avoid fuel consumption increase due to EGR. For this

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Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines

reason for passenger car diesel engines low pressure EGR was introduced mainly for Euro6 engines to achieve more and colder EGR also under transient conditions and especially under higher load condition. Figure 2 shows a variation of LP-EGR to HP-EGR share on a 2 liter passenger car engine at 2000 rpm and BMEP = 10bar. The specific NOx emission has been kept constant at 0.7 g/kWh. If only LP-EGR is applied the lowest intake manifold temperature can be achieved as the intercooler efficiently cools the EGR. Adding at this higher engine speed e.g. 10% cooled HP-EGR can thanks to improved turbocharger efficiency even lead to a better fuel consumption, while adding uncooled HP-EGR increase the fuel consumption. In any case with only cooled HP-EGR the fuel consumption increases.

Figure 2: LP-EGR benefit on passenger car at constant Boost Pressure (by VNT), Passenger Car 2.0 Liter, 2000rpm, BMEP = 10 bar

In principle a combined HP- and LP-EGR also for heavy duty engines might have some potential to reduce the fuel consumption and smoke emission. The experience for passenger car has shown that it depends on turbocharger layout – but especially

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Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines

VNT turbochargers can operate at more open VNT positions using LP-EGR, which usually is positive for the efficiency. Most significant is the smoke reduction, which can allow for lower engine out NOx emission and less need for SCR heating – thus additional fuel savings. It is known that today LP-EGR also causes challenges due to water condensation (droplets) before the compressor, water condensation in the intercooler – which forms acid. Beside these mechanical challenges also the high variability in exhaust system configurations of heavy duty engines will cause a challenge for the control of LP-EGR in coordination with the HP-EGR. Main focus of this investigation is to answer the question if the control challenge can be overcome by a model based air path control or by using specific sensors. To investigate especially the control challenge for heavy duty engines (in this case with a 5 meter long LP-EGR pipe) the system shown in Figure 3 has been investigated.

Figure 3: System diagram for LP-EGR investigation on heavy duty engine, 10 Liter , 6 cylinder

In order to control LP-EGR a conventional DENSO oxygen sensor indicates the actual LP-EGR amount. To monitor the intake manifold oxygen concentration, which is the result of HP and LP-EGR, the oxygen concentration in the intake manifold was calculated by sing an oxygen sensor in the exhaust manifold. It is known that the intake oxygen concentration directly correlate with the NOx emission [7]. The LP-EGR in this case was controlled by an exhaust brake flap – the LP EGR path was switched on/off – respectively for all tests has been kept open to achieve minimum needed throttling for best fuel consumption.

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Potential study of Low pressure EGR on Heavy Duty Diesel Engines

2 Steady state results for Heavy Duty Engine The starting point for the engine calibration is an existing HP-EGR only calibration, operating at high EGR rates achieving a NOx level of 1.5g/kWh in NRTC cycle. The NRTC results are shown in [12]. Utilizing the benefits of LP-EGR, mentioned in chapter 1 the engine calibration was modifed in terms of reducing O2 concentration in the Intake (after LP-EGR mixing), O2 in the intake manifold by reducing HP-EGR and by adavncing start of injection for BSFC reduction. In the first step the LP-EGR valve was constant kept open, meaning that it is not possible to run the engine with HP-EGR only. The reason for that is that the used LP-EGR valve can only be operated digitally (open or close), which would lead to control difficulties in the following transient investigations. The amount of LPEGR is controlled by increasing the exhaust pressure by the exhaust flap. The above mentioned calibration parameters were optimized in a way that the NOx emission is further reduced w/o soot penalty compared to the HP-EGR only calibration. Furthermore the positive effect on BSFC improvement should be used as much as possible.

Figure 4: NOx and BSFC Improvement (HP-EGR minus HP/LP-EGR) by additional LP-EGR at 90 °C Coolant, Same Boost Pressure or Waste Closed, SOI adjusted to meet lowest NOx ( 90%. To meet PN limit for NRMM most likely a DPF is required. Due to specific application with different temperature and raw emission profiles, adjusted emission control systems are needed to achieve the CO2 and emission limits. Please refer to Table 1. Table 1: Requirements for SCR LDV, HDV and NRMM NOx conversion target ASC Regeneration

LDV 90% necessary Passive (Æ cordierite)

The subsequent considerations focus on HDV and NRMM.

27 O. Sonntag: Aftertreatment solutions for EU Stage IV / US Tier 4 and beyond, 4th International Conference Next Generation Off-Highway Engines, June 2014, Köln 28 C. Becker et al.: Integrated SCR-System for Future OHW Emission Requirements – AdBlue Mixture, Deposits and Pressure Drop, 7th Emission Control, May 2014, Dresden

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

2 Improvement in SCR performance by advanced substrate and filter technologies 2.1 Advanced substrates29 Both temperatures and mass flow influence catalytic reactions. At low temperatures, conversion is limited by reaction kinetics, i.e. reaction is slower. Reaction velocity increases with temperature, but conversion is restricted by access to the catalyst. So even if temperatures are ideal for catalysis, for certain catalysts conversion is limited by mass transfer.30 This is illustrated in Figure 8.

Figure 8: Limitations of conversion efficiency depending on temperature

Current cell structures for substrates used in HDV and NRMM applications are different in wall thickness and geometric surface area. The standard substrates are 5/300, 6/400 and 4/400 with a porosity of approx. 35%.31 To improve substrates and enable the SCR catalyst to penetrate the substrate wall a first step taken in 2012 was to increase porosity from approx. 35% to over 45%. Later substrates were improved further by combining high porosity with high cell density,

29 Advanced substrates denote high porosity/high cell density substrates. Advanced catalysts denote advanced substrates with high wash coat loading which increase NOx conversion. 30 H. Noack et al.: Developing NOx aftertreatment systems compliant with Euro 6c light duty diesel legislation, 8th International Exhaust Gas & Particulate Emissions Forum, April 2014, Ludwigsburg 31 The first part refers to the wall thickness, 5 being 5 mil or 5/1000 inch. The second part refers to the cell density, i.e. the number of cells per surface, 300 being 300 cells per square inch (cpsi).

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

from 300 or 400 to 600 cpsi. These combined measures offer three possibilities for advanced emission control: 1. Pressure drop can be lowered with fixed standard catalyst loading and NOx conversion, 2. NOx conversion can be increased with higher catalyst loading and constant pressure drop, 3. System can be downsized with higher catalyst loading and constant pressure drop via higher NOx conversion. Figure 9 illustrates these potential advantages of advanced substrates, which were affirmed by testing.

Figure 9: Advantages of advanced substrates

1. Lower pressure drop In theory high porosity substrates enable catalyst to penetrate the substrate wall and thereby a bigger hydraulic diameter and lower pressure drop. The theory was proven by testing. As illustrated in Figure 10 pressure drop with catalyst increased by 24% at a standard substrate, but only by 11% on a high porosity substrate. Other testing showed that pressure drop of high porosity substrates with twice the standard catalyst

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

loading was on the same level as pressure drop of a standard catalyst (std. substrate with std. catalyst loading). Please refer to Figure 11.

Figure 10: Pressure drop increase with catalyst – std. vs. HP substrate

Figure 11: Pressure drop comparison std. and high porosity substrates with catalyst loading

2. Increased NOx conversion32 Testing proved that higher catalyst loading and larger surface, i.e. higher cell density enable higher NOx conversion. At steady state model gas tests, hydrothermally aged coated standard catalysts and advanced catalysts (high porosity/high cell density substrates with high catalyst loading) were compared. In this test, temperatures from 175 to 525°C were considered as well as space velocities from 50k to 100k/hr. Especially at low temperatures and at high space velocities, advanced catalysts showed a significant NOx conversion advantage. At 200°C, NOx conversion was increased by nearly 25% by applying 4/600 high porosity (HP) with high catalyst loading compared to 5/300 with standard catalyst loading. At 275°C the difference got smaller, but still was approximately 10% higher, as illustrated in Figure 12. The results of model gas testing were supported by engine testing at high space velocity (107.000 1/hr) as illustrated in Figure 13.

32 S. Hirose et al.: Development of High Porosity Cordierite Honeycomb Substrate for SCR Application to Realize High NOx Conversion Efficiency and System Compactness, SAE Technical Paper 2014-01-1528, 2014, doi: 10.4271/2014-01-1528

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

Figure 12: NOx conversion efficiency of std. and advanced catalysts

Figure 13: NOx conversion vs. temperature during engine testing

3. Downsizing By increased catalyst loading and surface, NOx conversion is improved especially at low temperatures. At 175°C and space velocity of 100.000/hr NOx conversion of 4/600HP with high catalyst loading reached nearly the same level as of 4/400 with standard catalyst loading at 50.000/hr (Figure 14). Based on this a downsizing by 50% would be possible. Additionally Nonroad Transient Cycle (NRTC) was conducted. Substrates with standard catalyst loading in 10,5”Dx12”L in 4/400 were compared to 10,5”Dx9,6”L in 5/400HP (~20% volume reduction) and 10,5”Dx6”L in 4/600HP (~ 50% volume reduction) substrates with high wash coat loading. During NRTC all three catalysts showed similar NOx conversion as illustrated in Figure 15, proving the downsizing potential of high porosity /high cell density substrates.33

33 J. D. Pless et al.: Development of SCR on High Porosity Substrates for Heavy Duty and OffRoad Applications, SAE Technical Paper 2014-01-1521, 2014, doi: 10.4271/2014-01-1521

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

Figure 14: NOx conversion against space velocity

Figure 15: NOx conversion during NRTC – standard vs. downsized catalysts

In summary it can be stated that the three potential applications of high porosity/high cell density substrates – lower pressure drop, higher NOx conversion or downsizing – were proven together with coaters in several tests.

2.2 High porosity DPFs To find a compromise to enable lower fuel consumption, to achieve higher NOx conversion and to provide PN filtration, SCR on DPF is a possible solution. SCR on DPF offers faster SCR light off and compact design compared to a conventional system (DOC + CSF + SCR/ASC). The challenges are: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Pressure drop with high SCR catalyst loading, PN filtration, Competition of fast SCR and passive regeneration, Impact of ageing.

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

Figure 17: Optimization of pore size distribution for pressure drop and filtration

Figure 16: Pressure drop in correlation with location of catalyst

From a DPF supplier point of view especially the first two points have to be considered.34 Since catalyst loading is much higher than on a CSF, the DPF needs to provide more pore volume if backpressure should not increase significantly. At the same time PN legislation limit has to be met, so large pores have to be avoided.35 These contradictory requirements can be addressed by optimized pore size distribution as shown in Figure 16. By reducing the smaller pores lower pressure drop is achievable. Studies with coaters showed that in order to reach a reasonable pressure drop in wall coating is necessary (Figure 17).36 By combining these approaches, NGK has designed the new generation of high porosity materials. To find the best trade-off between pressure drop and filtration efficiency, engine tests were performed. High porosity filters were tested both bare and coated in World Harmonized Transient Cycle (WHTC) and NRTC. As shown in Figure 18 and 19 there is a correlation be-

34 Impact of ageing as well as competition between fast SCR reaction and passive regeneration are investigated by coaters, for example W. Tang et al.: On-Engine Investigation of SCR on Filter (SCRoF) for HDD Passive Applications, SAE Technical Paper 2013-01-1066, 2013, doi: 10.4271/2013-01-1066 or A. Newman: System requirements and technologies for high efficiency & cost optimized HDD aftertreatment systems, 9th International CTI Conference – SCR Systems, July 2013, Stuttgart 35 E. Ohara et al.: Filtration Behaviour of Diesel Particulate Filters (1), SAE Technical Paper 2007-01-0921, 2007, doi: 10.4271/2007-01-0921 36 A. Schäfer-Sindlinger et al.: Cordierite and SiC Filters for On-Road and Off-Road Heavy Duty Applications, SAE 2014 Heavy-Duty Diesel Emission Control Symposium, September 2014, Gothenburg

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

tween mean pore size (MPS) and PN emission. In 2nd test cycle PN was significantly lower than in first test cycle, indicating that high porosity DPFs should meet legislation when preconditioned.

Figure 18: PN in correlation to MPS – WHTC

Figure 19: PN in correlation to MPS – NRTC

Figure 20 illustrates PN combined of a reference CSF compared to SCR on DPF. In this test SCR coated DPFs were preconditioned with 2 WHTC and afterwards WHTC testing was performed. PN was slightly higher than of CSF, but well below Euro VI limit.

Figure 20: PN combined – WHTC preconditioned

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

Backpressure of SCR on DPF during this test was significantly higher than of reference CSF (Figure 21). We consider following reasons: Ɣ High porosity DPFs have a higher cell density than DPFs used for CSF applications (300 vs. 200 cpsi). This leads to a smaller open frontal area and higher backpressure. Ɣ SCR catalyst loading is in the range of 10 times higher than a CSF catalyst loading. Ɣ CSFs have been optimized, while SCR on DPF for HDV and NRMM is still under development. Pressure drop comparison of CSF and SCR on DPF for LDV shows only a 20% pressure drop increase at 4g/l soot loading (Figure 22).37 Furthermore it shows at which topic DPF supplier and coater have to collaborate to improve SCR on DPF performance.

Figure 21: Pressure drop during WHTC preconditioned

Figure 22: Pressure drop SCR on DPF vs. SCRF for (LDV)

In summary internal testing as well as studies with coaters showed that SCR on DPF has a high potential to improve NOx conversion at WHTC and NRTC

37 M. Taylor et al.: Advanced High Porosity Particulate Filters for SCR on DPF Light Duty Applications, 5th International CTI Conference – Emission Challenges, September 2014, Troy

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Selective catalytic reduction supported by advanced ceramic filters and substrates to …

3 Summary / Conclusion Due to tighter legislation, requirements for emission control systems for HDV and NRMM will increase further, especially in regards to higher NOx conversion and lower pressure drop. Based on Stage V, which includes a PN limit, a DPF will be needed. Requirements for emission control systems used in HDV or NRMM for NOx conversion will increase further. For NRMM in addition the PN limit coming into force with Stage V will be a challenge. The increased requirements can be addressed by high porosity/high cell density substrates which offer potential for either higher NOx conversion or lower backpressure or downsizing. Engine tests showed that NOx conversion of an advanced catalyst can reach the same level as NOx conversion of a standard catalyst with double volume at nearly constant backpressure. SCR on DPF is another possibility to increase NOx conversion or to downsize emission control systems. Testing showed that high porosity DPFs can meet PN legislation, however pressure drop is significantly higher than on a CSF. DPF and catalyst have to be optimized together to meet filtration and pressure drop targets. DPF supplier and coater have to face this challenge together.

Acknowledgments NGK would like to thank the coaters BASF, Johnson Matthey and Umicore for cooperation and providing their catalyst technology.

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF Dr. Yasser Yacoub, Manager Exhaust Aftertreatment Systems, Co-Author: Erik Versluis, both DAF Trucks N.V., Netherlands

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Introduction The definition of the after-treatment system is no longer solely driven by the increasingly strict emissions regulations and on board diagnostics requirements. Achieving the optimal cost of ownership over the product life time is a major competitive advantage. This can solely be achieved through a well thought integration of the aftertreatment system in the powertrain definition at an early state of the development. Moreover different market demands for a global product requires modular design concept and maximal commonality. This can be achieved through reduced size, number of configurations and installation variants, as well as weight. The current paper outlines the approach at DAF for the development and integration of the PACCAR global after-treatment system for a highly competitive cost of ownership powertrain. The approach for the global market is briefly introduced. The key development attributes for the after-treatment system are then outlined. Firstly, the packaging envelope constraint in the vehicle installation variants are briefly discussed as well as the challenge for modularity and communality for a global design. Secondly, the requirements for optimal utilization of the available catalytic surface area is discussed as a function of the flow uniformity and distribution of urea and diesel fuel in the exhaust, as well as the catalyst definition. Furthermore, the need for optimized engine and after-treatment integration is outlined from the conceptual definition phase to the final serial product. Finally, the paper concludes with a brief outline of the necessary disciplines required in the product development at DAF to achieve the goal of optimal after-treatment system contribution to a highly competitive global PACCAR powertrain system.

Global Approach The desire for one time engineering of a modular after-treatment system is a key for strong global presence. The one time engineering is not only driven by cost reduction but also high reliability achieved by more focus on less variants in the validation phase. The modular design is the natural response for varying legal requirements across the globe, fuel quality and alternative fuel subsidization, duty cycle and customer perception. PACCAR main presence in North America as well as Europe has mandated a global approach in the development of the after-treatment systems. Though the packaging envelope may drive different design, a common approach for critical components such as mixing concepts, substrate and catalyst formulation, sensors and actuators has been maintained. Moreover, the controls and diagnostic functional architecture is globally developed and calibrated individually for the individual markets as mandated by the more stringent emissions and diagnostic requirements in the North American market as opposed to Europe.

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Further, design modularity has been a key enabler for the strong presence of PACCAR in a wide range of markets with demanding environmental conditions. For example, the popularity of the Peterbilt and Kenworth brands in the Canadian market with more frequent exposures to severe sub-zero temperatures has driven special care in the design and verification of the urea supply system. Moreover, the strong presence of the DAF brand in the east European market and Russia, has required special attention for the catalyst definition to ensure robust performance with regard to fuel quality and exposure to higher sulphur content, as well as high bio-diesel content also in south Europe. Uneven road conditions and ambient air quality in Africa and South America has driven dedicated validation process for mechanical integrity and filtration efficiency.

Packaging The desire to minimize the package claim for the after-treatment system is driven not only by achieving weight reduction and maximizing customer space but also a major drive for robustness. A compact package is a key enabler to reduce number of base designs and configuration variants. A base design is a unique package integration of the catalyst substrates mean while the variants describe changes in the inlet and outlet piping required for the different vehicle configurations used in long haul and vocational applications. The robustness achieved by maximization of the project available resources for the verification and validation through reduction of the design/variant configurations. The development effort is then focused on the optimization of the after-treatment system performance with regard to utilization of available volume and uniformity of the flow distribution and mixing of the injected fluid. However the drive for a one size fit, the global packaging space as has evolved for North America as well as Europe necessitates deviations in the base design. In the European platforms a box design is the most suited design due to length limitations for the available space claim. On the other side, a cylindrical design is the preferred choice in North America as dictated by the driver Step arrangement limiting the height for a box design.

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Figure 1 PACCAR EU6 After-treatment System

Figure 2 PACCAR NA13 After-treatment System

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Moreover, the advantage of close coupling the after-treatment system to the engine has had more considerations in the passenger car and light duty as opposed to heavy duty applications. This is mainly driven by the limited advantage for fast warm up of the after-treatment system for typical long haul as opposed to vocational applications and the desire for a dedicated and compact package space claim. The capability to service the particulate filter at a minimum downtime mandates distant mounting from the under hood engine environment. However for increasingly stringent emission regulations, the close coupling of the after-treatment system and in particular the oxidation catalyst is expected to be a key enabler.

Uniformity Optimal utilization of the available catalytic surface area is a major function of the flow uniformity and distribution of urea and diesel fuel in the exhaust. This is evident from the large number of design parameters influencing the flow distribution of the exhaust gas at the dozing point, droplet size distribution of injected Urea or hydrocarbons, evaporation of the injected liquid phase jet into the hot exhaust gas, mitigation of wall impingement, and ultimately complete thermolysis and hydrolysis. Though the first design iteration can be based on computer aided engineering (CAE) using computational fluid dynamics (CFD) and finite element method (FEM), experimental verification and design iterations are needed. This is not only influenced by the complexity of the modelled phenomena but also the integration with the engine. Deposit formation influencing the injection pattern are major challenge for robust system performance. These can be either formed due to contamination, coking in case of partial combustion of the injected hydrocarbons, crystallization due to partial thermolysis and/or hydrolysis of injected urea, especially at low exhaust gas temperatures.

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Figure 3 Computer Aided Design using Computational Fluid Dynamics

Figure 4 Flow Distribution Calculation

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

Figure 5a Urea Distribution Measuring probes

Figure 5b Urea Distribution measuring positon

For compact packaging concepts, the mixing length require design convolution to increase the distance travelled in the radial/helical direction to compensate the drastic decrease in the axial direction. In the proof of concept phase for the mixing design, customer drive cycles with the identified knowledge base need to be tested in combination with targeted engine out emissions levels. Drive cycles resulting in low exhaust gas temperature and high NOx levels define the worst case cycle required for verifying mixing designs.

Catalyst Selection The catalyst technology selection is a key enabler to compensate for the reduction in the available packaging space and the decrease of the exhaust gas temperature for more efficient combustion in the engine. The cell structure, density, and wall thickness and porosity of the selected substrate need to be optimized for a balanced design between the structural integrity and the desire to increase the residence time and contact area with wash coat catalytic surface. The low temperature performance of the catalyst determines the capability to achieve legal requirement with a robust integration with the engine especially for the case of high NOx conversion requirement from the after-treatment system. Managing the storage level in the catalyst is a key enabler to sustain the required conversion efficiency across a wide range of temperature and space velocity operation regimes dictated by the engine operation mode. The thermally driven adsorptiondesorption mechanism should be managed by advanced control algorithms based on model-based predictive control methods. Meanwhile, for a given temperature and gas

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

flow, the conversion efficiency is mainly influenced by the type and amount of wash coat loading as well as the loading of precious metal in combination with optimized flow uniformity and mixing.

Figure 6 Impact of Catalyst Substrate Technology on NOx Conversion

Performance Integration The optimization of the engine and after-treatment integration is required from the conceptual definition phase to the final serial product. The reduction of the cost of ownership is a key driver for optimized integration of the after-treatment system with the engine. This starts early in the design phase with a target reduction in the fluid (Diesel and Urea) consumption constrained by piece price and engineering development budget in the projected timeline. The powertrain technology bundle determines the targeted engine out emission levels and the operation regime for temperature and mass flow rates. The packaging concept for the after-treatment system can be determined aiming at achieving the legal targets at a minimal real world fluid consumption. At this stage the requirement for close-coupling and needed catalyst volumes is determined. In the following step, the mixing concept is optimized for the selected dozing concept and the available mixing volume. The catalyst selection is ultimately in the realization phase needed to demonstrate the system capability to achieve the legal emission capability and robust real world performance. At this stage the aftertreatment system aging and poisoning mechanisms need to be verified and validated for compliance at end of emission life and ultimately system robustness at the end of vehicle life. A key enabler to the chosen technology is the control and diagnostic functionalities required to compensate for production tolerances of the different com-

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

ponents as well as fulfilling the legal requirements for on board monitoring and detection.

Figure 7 Performance versus volume trade off

Development Discipline The development of the after-treatment system is a multidisciplinary approach requiring a wide range of educational skills. Though, few manufactures develop their own catalyst, the mainstream is a strong partnership with the substrate and catalyst supplier. This requires expertise on the manufacturer side who can verify the capability of the proposed technologies and initiate the required testing for catalyst selection. Another technology which is mainly supplier based is the sensor and actuator technology. More stringent emissions control and diagnostic mandated by the legislator derive the technological advances at the suppler base and typically results in a costly design as initiated from fundamental research approach. On the other side, the capability for the proposed technologies is determined by the powertrain manufacture as requirements evolve on the production capabilities on the system level and ultimately on the legal level required for fulfilling the on board diagnostics. The requirement for a strong base on the computer aided engineering tool chain is fundamental for successful integration of the after-treatment system. Computer aided design (CAD) to generate and release packaging concepts for optimal integration in the vehicle environment and ensuring structural integrity. The finite element method

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A global system approach for after-treatment system integration at DAF

(FEM) has proven capable for thermal and structure stresses analysis. Computational fluid dynamics (CFD) for optimization of flow uniformity, mixing concepts, and proper sensing and actuator installation. The capability of modelling of the after-treatment system is another key enabler. Conceptual studies for the after-treatment alternatives can aid to determine the impact on the system performance. These models can be used in a numerical optimisation scheme to determine the feed gas targets for the engine and thus guiding the combustion optimization and the calibration of its settings. Real time models can be integrated in the control and diagnostics functionality. Further, after-treatment system models can be used in a hardware in the loop (HIL) setup to verify calibration of the proposed functionalities. Moreover, the capability of using after-treatment models for solving field issues analysis and remote diagnostics has been proven. The controls and diagnostic development is of increasingly importance for the vehicle manufacturer mandated by better understanding of the customer drive cycle and desire to improve robustness on the integration with the rest of the powertrain as well as increased communication to the driver for optimized usage. Finally, the implementation of six sigma and other quality assurance processes require a skill set of statistical analysis and good understanding of the process development phases and risk awareness and mitigation.

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HYBRIDISIERUNG – ELEKTRIFIZIERUNG VON MOTORENKOMPONENTEN

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_17

Zukunftsausrichtung für Industriemotoren Dr. Georg Töpfer, Strategische Planung, Co-Autor: Marco Brun, beide DEUTZ AG

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Abstract High power density, small installation dimensions, reliability and flexibility in the installation situation and in fuels will be important and proven criteria for industrial engines in the future. In this context, an overall package adapted to the device application and the customer will be an important success factor. Low operation costs at high levels of performance require optimum fuel consumption. Through the use of highly sophisticated technology and – corresponding to the increasing requirements – extensive optimization of the complete system, it is possible to realize outstanding combustion efficiency and fuel consumption with the current engine generation. Thanks to continuous improvement of these technologies, a further reduction in fuel consumption in the low single-digit percentage range also appears to be possible in the future. However, if larger steps in consumption optimization were to be achieved, attention would have to be focused on new approaches for optimizing the entire powertrain. In this case, the individual systems of the vehicle or the application (transmissions, hydraulics, control and diesel engine) are considered holistically and analyzed for optimization potential. Hybridization, in other words the combination of the combustion engine with a second electric power source in the drive train, provides considerable consumption potential. Whereas a range of hybrid systems are nowadays a feature of the product range in the automotive industry, there are only a few prototypes and small series solutions in the off-road application sector. Hydraulic actuators and drives are often in use in industrial machinery, and these can be extended with a start-stop function with the integration of hydraulic energy storage. Socalled "mild hybrid" systems with enhanced functionality, such as substitution of hydraulic with electric drives, provide interesting improvement potentials. In this context within a project funded by the Federal Ministry for Economic Affairs and Energy (BMWi) DEUTZ AG manufactured a mobile material handler with a hybrid drive as a demonstrator. The project, which was named "GRID – Green Industrial Diesel", was carried out in cooperation with TEREX FUCHS over the last few years. The hybrid system for this material handler consists of a mild hybrid drive with a diesel engine from the TCD 6.1 series, which was equipped with an electric motor and the necessary power electronics. High-performance electrical components are, for example, the electric rotary actuator, the cooling fan for hydraulic oil or coolant in hydraulic excavators, and – in the case of a material handler – the electric magnetic plate for the handling of metal parts. In addition, the hybrid system is fitted with an electrical energy store. In addition to the overall objective of rational and efficient energy use, the specific challenge of system optimization is to keep the usual operating behavior of the machine for

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

the operator at least the same despite any major system changes. The goal is of course to significantly increase the performance through a new level of freedom for the system topology. Another important requirement is to size the hybrid system as compact as possible, because there is often only limited space in industrial applications.

Kurzfassung Hohe Leistungsdichte, geringe Einbaumaße, Zuverlässigkeit und hohe Flexibilität bei Einbausituation und Kraftstoffen werden auch in Zukunft wichtige und bewährte Kriterien für Industriemotoren sein. Hierbei stellt ein auf die Geräteapplikation und den Kunden angepasstes Gesamtpaket einen wesentlichen Erfolgsfaktor dar. Geringe Betriebskosten bei einer hohen Arbeitsleistung verlangen nach einem optimalen Kraftstoffverbrauch. Durch den Einsatz hochentwickelter Technologien und eine – den steigenden Anforderungen entsprechende – umfangreiche Optimierung des Gesamtsystems lassen sich bereits mit der derzeitigen Motorengeneration hervorragende Verbrennungswirkungsgrade und Verbräuche realisieren. Durch kontinuierliche Verbesserung dieser Technologien erscheint auch zukünftig eine weitere Verringerung des Kraftstoffverbrauchs im unteren einstelligen Prozentbereich möglich. Sollen jedoch größere Schritte bei der Verbrauchsoptimierung erreicht werden, richtet sich die Aufmerksamkeit auf neue Ansätze zur Optimierung des gesamten Geräteantriebsstrangs. Hierbei werden die Einzelsysteme des Fahrzeugs bzw. der Arbeitsmaschine (Getriebe, Hydraulik, Steuerung und Dieselmotor) gesamtheitlich betrachtet und hinsichtlich der Optimierungspotenziale analysiert. Die Hybridisierung, also die Kombination des Verbrennungsmotors mit einer zweiten elektrischen Leistungsquelle im Antriebsstrang, birgt hier grundsätzlich ein großes Verbrauchspotential. Während in der Automotive Branche die verschiedensten Hybridsysteme inzwischen fester Bestandteil der Produktpalette der Hersteller sind, finden sich bislang im Bereich der Offroad-Anwendungen nur vereinzelte Prototypen oder Kleinserienlösungen. Bei Arbeitsmaschinen kommen sehr häufig hydraulische Antriebe zum Einsatz. Diese können mittels Integration eines hydraulischen Energiespeichers um eine Start-Stopp Funktion erweitert werden. Auch sog. „Mild-Hybrid“ Systeme mit erweiterter Funktionalität, beispielsweise dargestellt durch die Substitution hydraulischer durch elektrische Antriebe, zeigen interessante Potenziale auf. In diesem Zusammenhang hat die DEUTZ AG während der letzten Jahre im Rahmen des vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie (BMWi) geförderten Projekts ‚Green Industrial Diesel (GRID)‘, in Zusammenarbeit mit der Fa. TEREX FUCHS, einen Umschlagbagger mit einem Hybridantrieb als Demonstrator realisiert. Das Hybridsystem für diese Materialumschlagmaschine besteht aus einem mildhybriden Antrieb mit einem Dieselmo-

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

tor der Baureihe TCD 6.1, der mit einer E-Maschine und der erforderlichen Leistungselektronik ausgestattet wurde. Leistungsstarke elektrische Verbraucher können in Hydraulikbagger zum Beispiel der elektrische Schwenkantrieb, die Lüfter zur Kühlung von Hydrauliköl oder Kühlwasser und – im Falle eines Umschlagbaggers – auch die elektrische Magnetplatte für den Metallumschlag sein. Zusätzlich enthält das Hybridsystem einen elektrischen Energiespeicher. Neben dem übergeordneten Ziel der rationellen Energieverwendung besteht die besondere Herausforderung der Systemoptimierung darin, das gewohnte Betriebsverhalten des Geräts für den Maschinenführer trotz der gravierenden Systemveränderungen mindestens gleich zu halten. Ziel ist es natürlich, die Arbeitsleistung durch die neuen Freiheitsgrade der Systemtopologie signifikant zu steigern. Ein weiterer wichtiger Anspruch ist eine möglichst kompakte Baugröße des Hybridsystems, da im industriellen Einsatz oft nur beengte Platzverhältnisse vorzufinden sind.

Anforderungen an die Motoren der Zukunft Als Technologieführer bei Industriemotoren stellt sich die DEUTZ AG in ihrem Produktprogramm breitgefächert auf. Auch in Zukunft sollen Kunden für anspruchsvolle Anforderung herausragende Produkte angeboten bekommen. Robustheit, Dauerhaltbarkeit und Effizienz stehen zusammen mit weiteren Erfolgsfaktoren weit oben auf der Anforderungsliste.

Abbildung 1: Kompaktheit des Gesamtpakets als Erfolgsfaktor [1]

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Neben der Erhöhung der Modularität des Motorlayouts, das damit sehr unterschiedlichen Kundenanforderungen gerecht wird, stehen weiterhin die Steigerung von Leistung und Leistungsdichte im Kundenfokus. Entwicklungstechnisch geht dies mit einer Erhöhung der ohnehin schon hohen Zünddrücke einher. Mit der Verwendung von Stahlkolben und der Optimierung von Zylinderkopfwerkstoff und -geometrie wurden beim 400 PS Kraftpaket TCD 7.8 bereits wichtige Voraussetzungen hierfür geschaffen [1]. Mit einer hohen Leistungsdichte in Kombination mit einem modularen Motorlayout ist es möglich, in einer Vielzahl unterschiedlicher Kundenapplikationen nahezu jeder Einbaubedingung gerecht zu werden. [2]. Damit auch bei dem erforderlichen Abgasnachbehandlungssystem eine hohe Flexibilität gegeben ist, wird der Motor mit der DEUTZ DVERT® Technologie mittels eines modularen Baukastensystems vervollständigt. Unterschiedliche Canning-Aufbauvarianten und verdrehbare Ein- und Auslasswinkel ermöglichen eine Anpassung an sehr unterschiedliche Einbaulagen.

Abbildung 2: Hohe Flexibilität der Abgasnachbehandlung durch modulares Baukastensystem

Ein großer Teil der Entwicklungskapazität wird für die systematische Abstimmung auf den jeweiligen Anwendungsfall des Motors verwendet. Je nach Kundenanforderung und Anwendung sind eine Vielzahl von unterschiedlichen Leistungsvarianten und Drehmoment-Charakteristika wählbar. Dadurch dass die vorgesehene Anwendung ein optimales Transientverhalten und die erwartete Performance erhält, ergibt sich ein maximaler Kundennutzen. Der resultierende hohe Entwicklungsaufwand für Datensatzvarianten wurde durch neue Methoden der Datensatzgenerierung und Verwendung eines Grunddatensatzes zumindest verringert.

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Neben langen Serviceintervallen stehen vor allem die Vergrößerung der Effizienz und damit eine Verringerung des Kraftstoffverbrauchs im Vordergrund. DEUTZ Motoren verfügen daher über eine verringerte Reibleistung [3] und sind mit einem DEUTZ Common-Rail System mit einem Systemdruck von bis zu 2.000 bar ausgestattet. Die Wirkungsgradoptimierung des Gesamtsystems Antriebsstrang mittels Hybridisierung stellt eine zukunftsorientierte Technologie dar. Durch Energierückgewinnung und Ersatz von hydraulischer durch elektrische Antriebstechnik ergeben sich weitere kundenorientierte Vorteile, wie z.B. erhöhte Performance bzw. verringerte Reaktionszeiten. Gerade bei hydraulisch angetriebenen Geräten zeigt sich, dass neben der weiteren aufwändigen Optimierung des gesamten Antriebssystems (d.h. Motor mit Hydraulik), beispielsweise durch eine Hybridisierung, beachtliche Verbesserungen zu erzielen sind. Hier werden derzeit von der DEUTZ AG gemeinsam mit Kunden und Lieferanten innovative Konzepte umgesetzt.

Randbedingungen für eine Hybridisierung Bei der Realisierung eines Hybridantriebs steht vor allem die geeignete Anwendung mit den zugehörigen Lastprofilen im Vordergrund, damit bei einem späteren Betrieb das volle Kraftstoffeinsparungspotenzial und ergänzend Vorteile in der Performance erreicht werden.

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Abbildung 4: Unterschiedliche Applikationen der Industriemotoren [4]

Die Herausforderung bei der Entwicklung von hybriden Antriebsstrangkonzepten besteht bei Industriemotoren vor allem in der Vielfältigkeit der Anwendungen in unterschiedlichen Maschinen und somit darin, die geeigneten Anwendungen auszuwählen. Von Fahrzeugen und mobilen Arbeitsgeräten (mit häufigen Betriebspunkten im leerlaufnahen Bereich und niedriger Last) bis zum höchst belasteten Ackerschlepper (mit maximaler Anforderung hinsichtlich Drehmomentcharakteristik, dynamischem Ansprechverhalten sowie niedrigsten möglichen Kraftstoffverbrauchswerten) ist jedes

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Anforderungsprofil vorstellbar. Allen Anwendungen gemein ist das Streben nach höchster Effizienz, Robustheit und einfacher unproblematischer Handhabung. [4] Motoren für Offroad-Anwendungen werden in Abhängigkeit von der Applikation (z.B. Grader, Bagger, Radlader und Traktor) sowie deren Anwendung (Grubbern oder Straßenfahrt beim Traktor) in Bezug auf Auslastung, Drehzahl und Dynamik sehr unterschiedlich betrieben (Abbildung 3). [2]

Abbildung 3: Auslastung bei unterschiedlichen Anwendungen

Voraussetzung für die Eignung zur Hybridisierung ist, dass das Potenzial zur Drehzahlabsenkung, zur Lastpunktverschiebung und zum Downsizing des Dieselmotors gegeben sein muss. Ebenso muss ein nennenswertes Potenzial zur Rekuperation von potenzieller oder kinetischer Energie vorhanden sein. Weitere Vorteile ergeben sich durch die Start-Stopp Funktion, wenn der Motor über lange Zeiten im Leerlauf betrieben wird. Eine umfangreiche Analyse zeigt, dass insbesondere die Anwendungen von DEUTZ-Dieselmotoren in Radladern, Gabelstaplern, Teleskopladern, Baggern, Straßenwalzen und Flugfeldschleppern aufgrund ihrer spezifischen Lastprofile für eine Hybridisierung des Antriebsstrangs gut geeignet sind. Grundsätzlich lässt sich eine Hybridisierung in Offroad-Anwendungen durch zwei Arten der Leistungsübertragung und Energiespeicherung realisieren: hydraulisch oder

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

elektrisch. Bei der hydraulischen Hybridisierung erfolgt die Energiespeicherung beispielsweise durch einen Blasenspeicher, die Leistungsübertragung erfolgt mittels hydrostatischer Pumpen und Motoren. Die elektrische Hybridisierung wird im Falle des im Folgenden dargestellten DEUTZ Projekts durch Doppelschichtkondensatoren als Energiespeicher und elektrischer Antriebstechnik dargestellt (Abbildung 5).

Abbildung 4: 2 Wege zur Energierückgewinnung bei Anwendungen von Industriemotoren

Im Gegensatz zu Onroad-Anwendungen kann hier nur bei vereinzelten Anwendungen im Fahrbetrieb eine Energierückgewinnung erfolgen. Dies ist bei Radladern oder Gabelstaplern der Fall (Abbremsen und Richtungswechsel). Damit steht die Energierückgewinnung von Lageenergie oder Ausnutzung der Bewegungsenergie bei Richtungsänderung von Arbeitsvorgängen im Vordergrund.

Umsetzung einer Hybridanwendung Bei geeigneten Applikationen von Industriemotoren ist zur Steigerung der Effizienz eine Hybridanwendung eine sehr interessante, zukunftsorientierte Technologie. Bereits auf der BAUMA 2013 hatte die DEUTZ AG bei Kunden erste Entwicklungsergebnisse als Ausblick auf zukünftige Systemlösungen für DEUTZ Motoren vorgestellt. Wie erwähnt,

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

lässt sich, geeignete Lastprofile vorausgesetzt, hierdurch eine erhebliche Verbesserung des Kraftstoffverbrauchs mit einer erweiterten Funktionalität erreichen. So wurde in Kooperation mit der Fa. TEREX FUCHS ein Umschlagbagger als Demonstrator mit einem milden, dieselelektrischen Hybridantrieb ausgestattet. In diesem Umschlagbagger wird durch Elektrifizierung der Funktion “Schwenken des Oberwagens“ die Energie des abbremsenden Oberwagens in einem aus Doppelschichtkondensatoren bestehenden Energiespeicher zwischengespeichert und bei der anschließenden Beschleunigung des Oberwagens diesem wieder zur Verfügung gestellt.

Abbildung 5: Systemdarstellung

Der elektrische Antrieb zum Schwenken des Oberwagens ist eine wassergekühlte, permanenterregte Synchronmaschine, der Energiespeicher – ausgestattet mit 125 Doppelschichtkondensatoren – ist ebenfalls wassergekühlt und beinhaltet einen bidirektionalen DC/DC-Wandler zur Stabilisierung der Zwischenkreisspannung auf konstante 380 Volt. Verwendet wird dieser Energiespeicher anstelle der Lithium Ionen

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

Technik aufgrund der höheren Robustheit, des einfacheren Thermomanagements und der sehr hohen Leistungsdichte (SuperCap Pack, Abbildung 5). Für die Mild-Hybrid Anwendung wurde ein Motor der Baureihe TCD 6.1 in der EU Stufe IIIB Ausführung modifiziert. Der TCD 6.1 ist ein wassergekühlter 6-Zylinder Reihenmotoren mit einstufiger Turboaufladung mit Ladeluftkühlung und einer gekühlten externen Abgasrückführung. Der Motor und die Abgasnachbehandlung sind auf einen optimalen Wirkungsgrad des Gesamtsystems abgestimmt und sorgen so für ein Minimum an Kraftstoff- und Gesamtbetriebskosten. In Abbildung 6 ist der charakteristische Leistungs- und Drehmomentverlauf dargestellt. Der Motor wird als Industriemotorvariante mit einer maximalen Leistung von 180kW bei 2.200 1/min angeboten.

Abbildung 6: TCD 6.1

Zur Hybridisierung dieses Motors hat DEUTZ einen direkt mit der Kurbelwelle gekoppelten, integrierten Motor-Generator verwendet, der in einer kompakten Ausführung in das SAE-Gehäuse vom Dieselmotor integriert wurde. Der Rotor der EMaschine ersetzt Teile des Motorschwungrads, der Stator der E-Maschine wird in das Schwungradgehäuse integriert. Es wurde eine permanenterregte Synchronmaschine mit konzentrierten Einzelzahnwicklungen verwendet, die in einem sehr kompakten Bauraum einen hohen Wirkungsgrad erreicht. Mittels des von der Fa. Robert BOSCH GmbH entwickelten und produzierten, integrierten Motor-Generators lassen sich die folgenden Funktionen realisieren. Zum einen werden durch den generatorischen Betrieb die elektrischen und mechanischen Verluste ausgeglichen, die beim Abbremsen und Beschleunigen des Oberwagens und Zwischenspeichern im Energiespeicher entstehen. Zum anderen wird mittels dieser elektrischen Maschine während der Lastspit-

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

zen eine Boost-Funktion realisiert. Im Leerlaufbetrieb des Dieselmotors wird der Motor-Generator verwendet, um diesen mittels einer automatischen Start/Stopp-Funktion komfortabel zu starten. Der Umschlagbagger mit diesem Hybridantrieb und den aufgeführten Funktionen wurde erfolgreich in Betrieb genommen und so abgestimmt, dass repräsentative Kraftstoffverbrauchsmessungen durchgeführt werden konnten. Zur Sicherstellung der Vergleichbarkeit wurde für alle Kraftstoffverbrauchsmessungen ein einheitlicher Messzyklus bei gleichen Rahmenbedingungen (Kühlwassertemperatur, Hydrauliköltemperatur) zu Grunde gelegt, der einem realistischen Arbeitsvorgang eines Umschlagbaggers entspricht. Dieser Messzyklus wurde über eine definierte Dauer mehrfach wiederholt, um geringe Abweichungen bei der Ausführung durch denselben Fahrer über Mittelung auszugleichen. Der Kraftstoffverbrauch des konventionellen Umschlagbaggers ohne integrierten Motor-Generator und mit einem hydraulischen Schwenkantrieb wurde als Referenz herangezogen. In der weiteren Messung wurde der DEUTZ Dieselmotor mit MotorGenerator und elektrischem Schwenkantrieb bei unveränderter Motordrehzahl vermessen. Hier konnte bereits eine Kraftstoffverbrauchsverbesserung ermittelt werden, welche durch die Energierückgewinnung aus der Bremsenergie der Drehbewegung des Oberwagens und dem höheren Wirkungsgrad eines elektrischen Schwenkantriebs gewonnen wird. In einem weiteren Entwicklungsschritt wurde die Arbeitsdrehzahl des Dieselmotors von 2.000 min-1 auf 1.500 bis 1.800 min-1 abgesenkt und damit der Betrieb des Motors und der Hydraulikpumpen in einen Kennfeldbereich mit höherem Wirkungsgrad verschoben. Aufgrund des Wegfalls des erforderlichen Volumenstroms für den Drehantrieb war dies mit unveränderter Auslegung der Hydraulikpumpen realisierbar. Gleichzeitig kann die Schwenkbewegung unabhängig von der Drehzahl des Verbrennungsmotors erfolgen und ist in deren Geschwindigkeit nicht reduziert. Der Motor wird größtenteils bei 1.500 min-1 betrieben, lediglich bei einer hohen hydraulischen Leistungsanforderung wird die Motordrehzahl sehr schnell mittels der Boost-Funktion des Motor-Generators dynamisch angehoben. Mit der Drehzahlabsenkung konnte wiederum eine Absenkung des Kraftstoffverbrauchs erreicht werden. Eine sehr angenehme Auswirkung ist dabei das geringere Arbeitsgeräusch des Umschlagbaggers. Weitere Vorteile ergeben sich durch das schnelle Ansprechverhalten des elektrischen Schwenkantriebs auf eine Anforderung, sowie die Unterstützung der Hydraulikpumpen durch den Motor-Generator mittels der Boost-Funktion. Bei einem plötzlichen Drehmomentsprung durch eine hydraulische Lastaufschaltung oder einem erforderli-

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

chen Drehzahlsprung entsteht keine Zeitverzögerung durch den notwendigen Aufbau des Ladedrucks des Dieselmotors. Hierdurch gewinnt das Gesamtsystem trotz der Drehzahlabsenkung an Performance. Bei der Analyse der Auslastung mehrerer Umschlagbagger im realen Betrieb konnte die Erkenntnis gewonnen werden, dass die Maschinen im Durchschnitt zu über 30% ohne Last im niedrigen Leerlauf betrieben werden. Hier ermöglicht eine Start-Stopp Funktion weitere Einsparungspotenziale, welche kalkulatorisch in der Bilanz berücksichtigt werden.

Abbildung 7: Kraftstoffverbrauchsverringerung

Zusammenfassung Bei zukünftigen Motorsystemkonzepten stehen – neben einer kompakten und hochflexiblen Bauweise –weitere Kraftstoffverbrauchsverbesserung im Lastenheft der DEUTZ Motoren. Neben weiteren Maßnahmen am Motor selbst, werden Ansätze zur Wirkungsgradverbesserung des gesamten Antriebsstrangs verfolgt. Ein ganz wesentlicher Ansatz ist hierbei die Hybridisierung des Gesamtsystems. Hierbei kann durch Rekuperation, Downspeeding, Boost-Funktion und Start-/Stopp-Betrieb eine substantielle Absenkung des Kraftstoffverbrauchs bei einem hochagilen Antrieb erreicht werden.

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Zukunftsausrichtung für Industriemotoren

In Zusammenarbeit mit der Fa. TEREX FUCHS wurde ein prototypisches Hybridsystem in einem Umschlagbagger aufgebaut und auf einem Testgelände betrieben. Die bisherigen Versuche am Demonstrator haben das angestrebte Kraftstoffeinsparpotential von 20 – 30% sogar übertroffen und konnten darüber hinaus den Testfahrer für die Potenziale des Systems bezüglich höherer Arbeitsleistung begeistern. Durch das beschriebene Hybridsystem lassen sich für Baumaschinen bisher ungenutzte Features wie – Energierückgewinnung mit dem elektrischen Schwenkantrieb – Dynamische Drehzahlabsenkung des Dieselmotors und – Automatische Start/Stopp-Funktion realisieren, die in Summe zu einer Senkung des Kraftstoffverbrauchs sowie einer entsprechenden Reduktion der Kohlendioxid-Emissionen (Verminderung des Treibhauseffekts, geringere Umweltbelastung) von über 40% beitragen. Dies ist ein beachtlicher Schritt der rationellen Energieverwendung in industriellen Einsatzbereichen. Das Projekt wurde von DEUTZ mit finanzieller Unterstützung durch das Bundesministerium für Wirtschaft und Energie (BMWi) durchgeführt. Die Verantwortung für den Inhalt dieser Veröffentlichung liegt bei den Autoren.

[1] „Herausforderung an moderne Industriemotoren“, 8. Internationales Forum Abgas- und Partikelemissionen, Ludwigsburg, 2014 [2] „Compact and powerful engine package – the DEUTZ way for competitive agricultural and industrial applications”, 7th AVL International Commercial Powertrain Conference, Graz, 2013 [3] „Industriemotoren vom ältesten Motorenbauer der Welt“, 7. VDI-Fachtagung „Zylinderlaufbahn, Kolben, Pleuel“, Baden-Baden, 2014 [4] „Herausforderungen für die Entwicklung von Industriemotoren“ 6. MTZ-Fachtagung Ladungswechsel im Verbrennungsmotor, Stuttgart, 2013

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit hoher Leistungsdichte Dipl.-Ing. Michael Aschaber, Dr. Peter Langthaler, DI Manes Recheis, Dr. Johannes Schmid

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

1 Einleitung STEYR MOTORS entwickelt und produziert Hochleistungsdieselmotoren und Dieselelektrische Systeme (DES) für weltweite Nischenanwendungen (siehe Bild 1). Ausgehend von der bestehenden Produktpalette werden dabei die meist sehr speziellen Kundenanforderungen umgesetzt. Dies kann von nur leichten Anpassungen eines bestehenden Produktes bis hin zu einer neuen Motorentwicklung oder Systementwicklung reichen. Eine Besonderheit für die Unternehmensgröße stellt die Tatsache dar, dass bei Neuentwicklungen bis auf wenige Komponenten alle Bauteile im Haus entwickelt werden können. Darunter auch das eigene Pumpe-Düse Einspritzsystem und die eigene Motorsteuergeräte Software. Damit ist eine maximale Flexibilität während der Produktentwicklung gewährleistet. Die aktuelle Dieselmotoren Produktpalette, mit einem Einzelzylindervolumen von 0,53 l, reicht von 2-Zylinder Reihenmotoren mit 25 kW über 4- und 6-Zylinder Reihenmotoren bis hin zu V8-Motoren mit 240 kW. Die spezifischen Leistungen erreichen bis zu 70 kW/l, das spezifische Drehmoment bis 215 Nm/l. Die Motoren werden weltweit in Booten, Fahrzeugen und in stationären Anlagen eingesetzt. Dabei hat jede Anwendung seine eigenen speziellen Herausforderungen. Besonders gilt aber für alle Anwendungen mechanische Robustheit der Motoren und Eignung für unterschiedliche Kraftstofftypen wie Marine Destillate, Kerosine und deren variierende Kraftstoffqualitäten. Somit steht eine Motorpalette mit einem einheitlichen Einzelzylindervolumen und 4 verschiedenen Zylinderanzahlen zur Verfügung, die in den verschiedensten Applikationen zum Einsatz kommt.

Bild 1: Applikationsübersicht

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Dieser Beitrag zeigt die Herausforderungen an den Hersteller von DES anhand zweier Anwendungen in sehr unterschiedlichen Spannungsklassen wobei in beiden Fällen sehr hohe Leistungsdichten erreicht wurden.

2 Beispiel DES mit hoher Leistungsdichte Die Steyr Motors GmbH entwickelt und fertigt DES für hochgradig kundenspezifische Lösungen. Allen gemeinsam sind die Anforderungen an den sehr beschränkten Einbauraum, das niedrige spezifische Leistungsgewicht, die speziellen Normen für die Anwendungsfälle und meist auch die Spannungsklassen abseits der automotiven Standards.

Einteilung von Bordnetzspannungen in mobilen Anwendungen Bild 2 zeigt die Einteilung in typische Spannungsklassen wie sie zur Zeit in Fahrzeugen zu finden sind. Bis dato sind die Spannungsklassen von 12 V, 24 V und 48 V DC standardisiert. Für diese Spannungsklassen können Nebenaggregate und Motorkomponenten (siehe Bild 6) zur Erhöhung des Wirkungsgrades, der Fahrbarkeit und des Komforts der Gesamtanwendung elektrifiziert werden. Für 48VDC sind auch „mild Hybrid“ Anwendungen möglich.

800V

400V

48V

24V

PNenn in kW

12V

Für die Hochvoltbereiche größer 60 V DC fehlen noch Standards Es ist eine ungültige Quelle angegeben., es zeichnet sich jedoch ab, dass sich bei PKW 400 V und bei NKW aufgrund der höheren elektrischen Leistungen 800 V durchsetzen werden.

3,6kV/155kW

1 1

10

NKW

PKW

10

Next Gen. Bordnetz Mild Hybrid

28V/ 20kW

100

NKW Hybrid

PKW HYbrid

100

1000 UNenn in V

843

Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit … Bild 2: Spannungsklassen

Für alle diese Anwendungen kann angenommen werden, dass bei etwa 250 A eine Stromgrenze angesetzt wird, bis zu der Komponenten leicht verfügbar und die Wirkungsgradverluste geringer sind. Ströme darüber führen im Allgemeinen zu höheren notwendigen Leiterquerschnitten, höherem Gewicht und Kosten in der elektrischen Maschine und der zugehörigen Elektronik. Spannungen größer 800 V wie bei der Auxiliary Power Unit (APU) mit 3600 V sind für den Automotiv Bereich noch nicht in Diskussion da, diese hohen Spannungen zu sehr hohen Luft und Kriechstrecken und somit Platzbedarf führen. Hier sind die 3600 V aufgrund der Einspeisespannung vorgegeben. Diese außergewöhnliche Anforderung an die Kombination aus Spannung und Leistung führt dazu, dass bei den elektrischen Komponenten nicht auf Großserienprodukte zurückgegriffen werden kann.

2.1 APU 28 V – MIL Anwendung Bei dieser Variante wurde ein Kettenfahrzeug rundum modernisiert und elektrifiziert. Hierbei sorgt ein Haupttriebwerk von 1100 kW für den Vortrieb und stellt ebenfalls die Energie für die Nebenaggregate zur Verfügung. Speziell bei Fahrzeugstillstand wird die hohe Leistung des Hauptantriebes nicht benötigt und der Fahrzeugrechner schaltet stattdessen die 28 V APU mit einer Leistung von 20 kW zu. Diese elektrische Versorgung wird beispielsweise für den Betrieb der Klimageräte genutzt. Dies ermöglicht neben einer signifikanten Senkung des Verbrauchs, gleichfalls eine deutliche Geräuschreduktion des Fahrzeugs. Die besondere Herausforderung liegt hier neben der Einhaltung von MIL Standards in der Notwendigkeit einer kompakten Kubatur, sodass das komplette APU Modul innerhalb weniger Minuten ausgetauscht werden kann. Diese Anforderungen führen zu einem System bestehend aus einem Multifuel tauglichen Pumpe Düse 2 Zylinder VKM kombiniert mit einem permanenterregten wassergekühlten Synchrongenerator

2.2 APU 3600 V – Bahntechnische Anwendung In der Bahntechnik werden Dieselverschublokomotiven verwendet um E-Loks in Bereichen zu rangieren in denen keine Oberleitung zur Verfügung steht. Diese Verschubloks sind kostenintensiv und deren Verfügbarkeit begrenzt. Loks die mit Hilfsdieselaggregaten kurze Strecken ohne Oberleitung zurücklegen können, sind für viele Bahnbetreiber besonders attraktiv.

844

Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Hierzu hat die Steyr Motors GmbH ein äußerst kompaktes dieselelektrisches System entwickelt welches 150 kW elektrische Dauerleistung zur Verfügung stellt. Für Anwendungen mit erhöhter Leistungsaufnahme können auch mehrere Aggregate in einer Lok verbaut werden. In dieser Anwendung liegt die Herausforderung nicht bei hohen Strömen, sondern bei der sehr hohen Spannung am Zwischenkreis in einer Anwendung mit sehr hoher Packungsdichte unter Berücksichtigung von Bahnnormen für die Gesamtanwendung. Die mechanische Leistung erzeugt eine Multifuel taugliche Pumpe Düse 6 Zylinder VKM welches wiederum einen permanenterregten Synchrongenerator antreibt und die APU Komponenten versorgt.

3 Packaging Bei DES steht die kompakte Bauweise und der hohe Wirkungsgrad im generatorischen Betrieb im Vordergrund. Diese Kompaktheit wird seitens VKM durch konsequentes Downsizing erreicht. Ziel ist hierbei durch hohe spezifische Leistung Platz zu sparen. Bei der E-Maschine werden zwei Typen diesen Anforderungen speziell gerecht: Permanenterregte Synchronmaschine (PSM) als Radialflussmaschine und die Transversalflussmaschine (TFM). Beide Maschinen weisen hervorragende Eigenschaften hinsichtlich Wirkungsgrad, Packaging und Skalierbarkeit auf. Speziell bei der TFM wird ein sehr gutes Leistungsgewicht erreicht (DLR, 2012). Bei den beschriebenen zwei Beispielen kommen PSM mit passiver Leistungselektronik zum Einsatz. Für RangeExtender Applikationen ist der Einsatz von TFM mit aktiver Leistungselektronik aufgrund der effizienteren Nutzung der VKM interessant. kW/kg 0,25

kW/l 0,20 28 V

0,15

Rangeextender

0,20 0,15

0,10

3,6kV

0,05

stationäre APUs - 230V

0,00

3,6kV

0,10 0,05

stationäre APUs - 230V

0,00 0

50

100

150

200 250 P in kW

0

50

100

150

200 250 P in kW

Bild 3: Vergleich Leistungsdichte APUs in kW/l (links) und in kW/kg (rechts) über die Nennleistung in kW

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Bild 3 veranschaulicht Leistungsdichten und Leistungsgewichte handelsüblicher APUs (großteils Stationäranwendungen) im Vergleich zu den beschriebenen SMOAPUs. Die Berechnung des Volumens/kg enthält neben der VKM und der EMaschine mit Leistungselektronik auch die vollständige Kühlanlage sowie Gehäuse zur Wasser und Staubdichtigkeit sowie Schallschutz-Maßnahmen. Da jedoch bei der 28V SMO-APU und dem Range Extender zum Vergleich diese Eigenschaften fehlen wurden die Daten mit Hilfe von Erfahrungswerten angepasst. Die speziell für den geringen Bauraum entwickelten SMO-APUs (Bild 4) weisen hierbei signifikant höhere Leistungsdichten und Leistungsgewichte auf.

Bild 4: Konstruktionsbild zur Veranschaulichung des Packaging der 28V APU (links) und der 3600V APU (rechts) mit ausgeblendeter Verkleidung

Zu beachten ist, dass durch das Packaging eine leichte Tauschbarkeit des gesamten Moduls im Fahrzeug gegeben ist. Eine besondere Herausforderung liegt speziell auch beim Kühlpaket, da durch Volllastbetrieb bei Fahrzeugstillstand und hohen Außentemperaturen sehr hohe Anforderungen an die Kühlung gestellt werden. Des Weiteren treten hohe thermische Belastungen durch die Bauteiledichte in Kombination mit Komponenten hoher Temperaturen auf.

4 Energiemanagement Als Modullieferant eines DES ist es selbstverständlich nur möglich auf das Energiemanagement der APU direkten Einfluss zu nehmen. Der Vollständigkeit halber seien hier aber typische Fahrzeugkomponenten angeführt welche elektrifizierbar sind und abhängig von der Applikation auch deutliche Vorteile durch eine intelligente Steuerung bringen können.

846

Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Kraftstoff

܏ = 0,42

100 %

VKM

܏ = 0,92 Energiespeicher

GEN

܏ges 0,35

Generator mit Gleichrichter

Ölpumpe, ܏ = 0,7

܏ges 0,3

Antrieb, ܏ = 0,9

܏ges 0,35

Lichtmaschine, ܏ = 0,5

0,21

Klimakompressor, ܏ = 0,5

0,19

HT, NT Pumpe, ܏ = 0,2 – 0,5

0,08 – 0,21

Lenkhilfe

Lüfter, ܏ = 0,3 – 0,8

0,13 – 0,23

Verbraucher

Bild 5: Energiemanagement mit Wirkungsgradkette von der Energiequelle bis zu den Endverbrauchern

Bild 6: Aufteilung der Nebenaggregate mit den maximalen Leistungen am Beispiel einer automotiven Anwendung

Zum Betrieb des Gesamtsystems sind Nebenaggregate notwendig. Die motorseitigen Nebenaggregate in (Bild 6) sind zwingend für die Funktion des Motors erforderlich,

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

bei den riemengetriebenen Nebenaggregaten gibt es auch Komponenten die Anwendungsspezifisch sind wie z.B. der AC Kompressor oder die Lenkhilfepumpe.

Potentiale zur Steigerung der Wirkungsgrade durch Elektrifizierung

Bild 7: Aufteilung der Energie aus dem Kreisprozess

Bild 7 zeigt die Energieaufteilung aus ursprünglich 100% der Kraftstoffenergie. Für Dieselmotoren kann die gewonnene mechanische Energie mit beispielsweise 42 % angenommen werden. Durch die Elektrifizierung von Nebenaggregaten besteht Potential den Gesamtwirkungsgrad des Systems zu erhöhen. PK in kW

4 3 2 1 0 800

1300

1800

optimistisch

2300

2800

3300

3800 n in U/min

pessimistisch

Bild 8: Potential der Kraftstoffverbrauchseinsparung in kW über die Motordrehzahl am Beispiel der HT Kühlwasserpumpe im Hilfsdieselgerüst (HDG)

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Ein Teil von diesen 42% gewonnener mechanischer Energie wird für den Antrieb von Riemenstriebskomponenten verwendet. Die aufgenommene Leistung der Motorkomponenten (z.b. HT Wasserpumpe) ist direkt über die Motordrehzahl gegeben. Dies hat zur Folge, dass diese Komponente bei einer Motordrehzahl auch eine konstante Antriebsleistung aufnimmt. Dieser Verbrauch ist unabhängig von der Belastung des Motors. Speziell für die SMO-DES ist dies relevant, da über die Drehzahl die generierte Spannung geregelt wird. Für den Fall der Wasserpumpe ergibt sich hiermit ein Verbrauchseinsparungspotential, da sich die abzuführende Wärmemenge im Kühlkreislauf über den Drehzahlbereich von Volllast (100 %) zu Leerlauf auf 12-22 % reduziert. Durch Elektrifizieren von einzelnen Motorkomponenten können diese bedarfsgerecht eingesetzt werden. So kann z.B. bei geringerer Motorleistung unter Teil-Last oder im Leerlauf auch nur so viel Wasser durch den Kühlkreislauf gepumpt werden wie für einen best-möglichen Wirkungsgrad der Wärmetauscher in jedem Betriebspunkt notwendig ist. Durch die Unabhängigkeit zur Antriebsmaschine können auch Vor- und Nachlaufzeiten realisiert werden. Tabelle 1: Wirkungsgradkette für 2 beispielhafte Komponenten in einer dieselelektrischen Anwendung Komponente

HT Wasserpumpe

Lüfter

Mechanische Leistung max. ‫ڦ‬mech

kW

1,4 20-50 %

16 30-80 %

Antrieb über Riemen Antrieb über Lichtmaschine

‫ڦ‬ges ‫ڦ‬ges

8-21 % 4-11 %

13-23 % 7-12 %

Antrieb über PM Generator

‫ڦ‬ges

6-17 %

10-18 %

Tabelle 1 zeigt anschaulich am Beispiel des Hilfsdieselgerüsts (HDG) wie viel mechanische Leistung maximal gefordert ist. Durch die rückwertige Rechnung der Wirkungsgradkette ergibt sich sogar ein maximaler Kraftstoffverbrauch von bis zu 3,3 kW für die HT Wasserpumpe bei maximaler Drehzahl. Obwohl der Gesamtwirkungsgrad durch eine mögliche Elektrifizierung reduziert würde, lässt sich trotzdem der Kraftstoffverbrauch im Leerlauf auf ein Fünftel bis Achtel reduzieren. Die Tatsächliche Kraftstoff Einsparung ist von der Applikation und von vielen weiteren Faktoren abhängig. Darunter fallen der Belastungszyklus, die Motordrehzahl, die Betriebsstrategie sowie auch die Wirkungsgradkennfelder der Motorkomponenten und der elektromechanischen Energiewandler. Durch die Elektrifizierung mit einer Lichtmaschine wird der Gesamtwirkungsgrad der Kette in etwa halbiert. Ein permanenterregter Starter/Generator mit passiver Gleich-

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

richtung kann über einen großen Betriebsbereich elektrische Leistung mit mehr als 90 % Wirkungsgrad zur Verfügung stellen. Durch die erneute Umwandlung in mechanische Energie gehen wiederum 10 % verloren, was den Gesamtwirkungsgrad auf ca. 80 % im Vergleich zum Riementrieb (Wirkungsgrad von ca. 95 %) reduziert.

Alternativen zur Elektrifizierung Mit Hilfe von mechanischen Stellern wie Kupplungen, Bypässen oder einer hydraulischen Kopplung lässt sich ebenfalls die Antriebsleistung am Riementrieb bedarfsgerecht einstellen. Die extremen Bedingungen des Packaging lassen sich jedoch oft leichter durch eine elektrifizierte Komponente erfüllen, da diese freier positioniert werden kann.

5 Betriebsstrategien Beiden Beispielen ist gemein, dass keine aktive Leistungselektronik eingesetzt werden darf und somit die Spannung des Zwischenkreises direkt an die Motordrehzahl gekoppelt ist. Weitere Einflussfaktoren auf die Spannung sind die entnommene Leistung und Generatortemperatur. Durch die starre Kopplung ist die Grundauslegung der Emaschine so zu wählen, dass diese die gewünschte Sollspannung in einem günstigen Betriebsbereich der VKM liefert. Da die elektrischen Verbraucher sehr große Lastsprünge im System verursachen und bei beiden Applikationen nur kleine bzw. keine Energiespeicher vorhanden sind welche die mechanische Leistung von der abgegebenen elektrischen Leistung entkoppeln, ist es notwendig dass die APUs die anliegende elektrische Last sehr schnell erfassen und die vorgegebenen Spannungen stabilisieren. Dies führt dazu, dass eine ausreichend große Leistungsreserve im System vorhanden sein muss, die zur Variation der Drehzahl verwendet wird.

850

Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit … Wirkungsgrad VKM - APU 3600V

Temperaturabhängigkeit

Mechanische Leistung [kW]

40

150

150

100

100

35 30 25

50

0 1500

50

2000 2500 3000 3500 Drehzahl [U/min] Spannungsgrenze PGEN PGEN + PCOOL Nenndrehzahl

0 1500

2

1

1

20

2000 2500 3000 3500 Drehzahl [U/min] Spannungsgrenze GEN kalt PGEN + PCOOL GEN kalt Spannungsgrenze GEN heiß PGEN + PCOOL GEN heiß

15 10 5

Bild 9: Wirkungsgradkennfeld Betriebsbereich (links) APU 3600 V, Betriebsbereich kalte und heiße Magnete (rechts)

Bei der 28 V Anwendung folgt die APU einer Spannung in Abhängigkeit des Batterieladezustands. Dies führt zu einem sehr großen Betriebsbereich und speziell im heißen Zustand und hohen Spannungen zu Arbeitspunkten niedrigerer Wirkungsgrade. Im Gegensatz zu der Spannungsregelung, besteht die Möglichkeit bei der Leistungsregelung (APU 3600 V), sich in einem definierten Spannungsbereich zu bewegen. Durch diesen Freiheitsgrad ist der verbrauchsoptimale Betriebspunkt bei einer möglichst geringeren Drehzahl unter Einhaltung folgender Randbedingungen gegeben: Spannungstoleranzen dürfen (dynamisch und statisch) nicht verletzt werden, Drehzahlschranken müssen eingehalten werden und eine Leistungsreserve für sprungartige Veränderungen ist vorzuhalten. Im Bild 9 links markiert die untere Spannungsgrenze einen Drehzahl-Leistungsverlauf welcher nicht unterschritten werden darf (Unterspannung). Der Betriebspunkt ergibt sich aus Generatorleistung, Lüfter und anderer Nebenaggregate. Auch hier ist das sehr schnelle Ansprechverhalten bei Lastaufschaltung bzw. speziell beim Lastabwurf essentiell, da ansonsten durch Überspannungen eine Beschädigung elektrischer Komponenten auftritt. Die kurzzeitige Abschaltung des Hydrauliklüfters erlaubt einen kurzzeitigen Boost-Betrieb mit erhöhter elektrischer Leistung.

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

Bild 9 rechts zeigt die Veränderung des Betriebsbereiches in Abhängigkeit der Temperatur des Stators. Bei tiefen Magnettemperaturen erweitert sich der Betriebsbereich durch eine Verschiebung der Spannungsgrenze zu niedrigen Drehzahlen. Bei sehr hohen Magnettemperaturen verschiebt sich der Betriebsbereich zu weniger effizienten Punkten. Würde die Spannungsgrenze gänzlich entfallen, wäre eine weitere Senkung des Verbrauchs möglich. Durch den Einsatz einer aktiven Leistungselektronik wird genau dies erreicht und die Zwischenkreisspannung (unter Einhaltung von Bauteiltoleranzen) unabhängig von der Phasenspannung verstellt.

6 E-Komponenten mit modularer Leistungselektronik bei hoher Gleichteildichte Wie zuvor beschrieben, kann durch den Einsatz von aktiver Leistungselektronik die Effizienz der APU gesteigert werden. Jedoch sind derartige Systeme komplexer und benötigen eine eigene Steuereinheit, was wiederum die Herstell- und Entwicklungskosten steigert. Um diese Zusatzkosten möglichst gering zu halten wurde ein Konzept mit einer hohen Gleichteildichte entwickelt. Dies soll Synergieeffekte zwischen unterschiedlichen APU Anwendungen ermöglichen, da kundenseitig sehr unterschiedliche Spannungsklassen bzw. auch Zwischenkreisspannungen gefordert sind.

Bild 10: Rangeextender mit aktiver Leistungselektronik und TFM

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Herausforderungen und Lösungsbeispiele bei dieselelektrischen Systemen mit …

In Bild 10 ist ein Rangeextender mit aktiver Leistungselektronik und TFM dargestellt. Der Aufbau der E-Komponenten ist derart gewählt, dass Statorringe, Rotor, Kühler, Treiberplatine, Gehäuse, Software gleich sind. Um unterschiedliche Spannungsklassen bedienen zu können sind lediglich die Anzahl der Wicklungen und der Zwischenkreis spannungsspezifisch auszuführen. Hierbei ist zu erwähnen dass die Wicklung einer TFM besonders einfach aufgebaut ist, da diese in Umfangsrichtung verlaufen und damit die Wickelköpfe entfallen. Besonders die sehr hohe Leistungsdichte, ein sehr guter Gesamtwirkungsgrad (Leistungselektronik+Emaschine > 90 %) und das niedrige Leistungsgewicht machen diesen Maschinentyp besonders attraktiv für den Einsatz in APUs. Die hier angeführte TFM mit Leistungselektronik erreicht eine Dauerleistung von 40 kW bei 2800 U/min und ist mit einer Leistungselektronik für einen Spannungsbereich von 300 V bis 400 V ausgestattet. Die Kühlung erfolgt mittels Wasserkühlung, damit der kompakte Bauraum beibehalten wird. Diese Technologie vergrößert das Spektrum der von SMO eingesetzten EKomponenten und die Bandbreite der bedienbaren Applikationen signifikant. Die erste Generation der TFM mit Leistungselektronik erreicht eine Dauerleistung von 40 kW bei 2800 U/min und ist mit einer Leistungselektronik für einen Spannungsbereich von 300 V bis 400 V ausgestattet. Die Kühlung erfolgt mittels Wasserkühlung damit der kompakte Bauraum beibehalten wird. Diese Technologie vergrößert das Spektrum der von SMO eingesetzten EKomponenten und die Bandbreite der bedienbaren Applikationen signifikant.

7 Literaturverzeichnis DLR. (2012). Studie zu Range Extender Konzepten für den Einsatz in batterieelektischen Fahrzeug – REXEL. ZVEI. (2013). Spannungsklassen in der Elektromobilität. Zentralverband Elektrotechnik- und Elektronikindustrie.

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NEUE MOTOREN

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_18

New Engines from JCB Power Systems Mr Alan Tolley

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New Engines from JCB Power Systems

Introduction JCB Power Systems designs, develops and manufactures off-highway medium and heavy duty engines in the Power range 55kW – 225kW. These are used in construction, agricultural, industrial and power generation applications. Production sites are located in Foston, Derbyshire, UK and in Delhi, India. Production in 2014 was approximately 60,000 units. Product Development is centred in the UK with some activities in India. JCB Power Systems

JCB Power Systems Assembly line

JCB Power Systems R&D Test Cells

The JCB Ecomax engines are a family of 4 and 6 cylinder models of 4.4L, 4.8L and 7.2L capacity. We describe here the development of the Stage IV / Tier 4 Final versions of the 4 cylinder engine, and the development of the recently launched 6 cylinder model.

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New Engines from JCB Power Systems

Stage IV JCB Ecomax Engine Legislation Stage IV emissions require a large reduction of NOx emissions from the Stage IIIB levels. The Stage IIIB having required a similarly large reduction in particle emissions.

Stage IIIB Engine The JCB Ecomax engine meets Stage IIIB without aftertreatment having achieved the low particulate levels using clean efficient combustion.

The combustion system uses a new geometry that promotes low particle emission generation.

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New Engines from JCB Power Systems

This, with precise control of AFR & fuel preparation enables the very low level of engine out emissions

The control of air and EGR and fuel delivery through the fast transients of the NRTC requires a sophisticated, model based control system.

Stage IV NOx levels are not practically achievable by combustion control alone. Selective Catalytic reduction of NOx using ammonia from Urea has been employed by JCB.

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New Engines from JCB Power Systems

Requirements for Mid Range Off Highway Equipment The most important requirements for this sector are: Ɣ Package size Ɣ Cost : First cost. Ɣ Lifetime cost : Fuel consumption, resale value. Other significant considerations are: Ɣ Wide range of duty cycles and loud factors. Ɣ Varied and severe operating environment.

Package Stage IIIB

The challenge for Stage IV is to stay within the Stage IIIB envelope, avoiding engine bay size changes.

Cost – First Cost With the JCB engine the Stage IIIB solution is cost effective as it has no aftertreatment. The addition of an SCR system increases engine system cost significantly. This has to be minimised by the selection of the most cost effective technology for these applications. Customer value can be restored by improved fuel consumption and performance. The trade-offs of first and life-time costs are;-

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New Engines from JCB Power Systems

DEF consumption – Engine out NOx – Catalyst size (lifetime efficiency)

These curves are highly dependent on duty cycle, fuel costs and taxation rates. For JCB applications we’ve pitched engine out NOx at c.5g/kW hr

Technical Solution The considerations discussed above give the following technical solution: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Moderate cooled EGR Compact SCR only catalyst – copper zeolite Vortex type mixer (for packaging size and flexibility) Inlet throttle for thermal management Moderate urea consumption to minimise tank size

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New Engines from JCB Power Systems

This enabled the installation within the Stage IIIB machines without major changes:

System Schematic

Performance Emission: NOx and Pm certification levels well within limits Fuel consumption: Up to 5% improvement over Stage IIIB (Dependant on cycle) Urea consumption: 2% – 3%

Challenges The main challenges come from ensuring the aftertreatment system functions effectively throughout their lifetime for the wide range of duty cycles encountered in off highway machines.

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New Engines from JCB Power Systems

Medium and Heavy duty cycles give few challenges, but machines used exclusively at low loads require special attention. This falls into two areas: 1. Maintaining exhaust gas temperatures high enough for the catalyst to achieve the necessary level of conversion efficiency to achieve emission control. 2. Periodically modifying engine combustion to increase exhaust temperatures (at a given speed/load point) to remove low temperature deposits (ammonium sulphate, hydrocarbons) from the catalyst. The first is achieved by ‘thermal management’ – Minimising heat loss between engine and catalyst – Increasing exhaust gas temperature by throttling. The second is achieved by changing the engine running conditions when the engine control system has determined it is required to restore catalyst efficiency. This is an automatic process, and not noticeable by the machine user, it is infrequent – at intervals of approximately 1000 hours, and unlike DPF regeneration it is a low temperature process with exhaust outlet temperatures within the normal operating range Light duty Backhoe Loader cycle The ‘cleaning cycle’ increases temperatures by 70100°C, and would run for about 2 hours every 1000 hours

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New Engines from JCB Power Systems

JCB Ecomax 7.2L Engine The 7.2L Ecomax is a 6 cylinder version of the 4.8L 4 cylinder Ecomax. It is rated at 140kW to 225kW (185 hp to 300hp) with maximum torque up to 1200Nm. It is designed to have a life of 20,000 hours in Excavator and Loading Shovel Applications.

Excavator application (Tier 2)

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New Engines from JCB Power Systems

The engine features: – – – – – – –

High pressure common rail fuel system External cooled EGR (Stage IIIa – V) Stage IV combustion system Bedplate 4 Valves per cylinder Rear gear train Model based control system

The Engine has been designed to offer excellent performance and fuel economy at emissions levels from non-emissionised through to Stage V. This is achieved using a modular approach.

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New Engines from JCB Power Systems

The architecture of the engine enables very low oil consumption throughout the engines life. Stage II

Stage IIIa

Stage IV/V

The engine has been launched in 2014 in 37T excavators and 4m³ loading shovels.

JS360

455ZX

Substantial fuel consumption improvements have been achieved with the new engine (and hydraulic system matching) Over 20% improvement in excavating cycles.

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New Engines from JCB Power Systems

212kW Torque curve

212kW Specific fuel consumption

Stage 3a, BS3, India BS3 and China Engines For EU Stage 3a, India BS3 and China GB3 emissions the engine uses cooled, external EGR to achieve the required NOx levels with low fuel consumption.

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New Engines from JCB Power Systems

There is also a change to turbo changer specification and fuel system calibration from the non-emissioned / Stage 2 version.

Stage IV and Stage V The Stage IIIa engine has the Ecomax Stage IV combustion system, control system and hardware that enables achievements of Stage IV and Stage V emissions with the addition of appropriate aftertreatment systems and calibration of the EMS.

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New Engines from JCB Power Systems

Summary JCB has developed a compact and fuel efficient Stage IV version of the Ecomax engine. This engine packages within the existing JCB mid range machines with minimal change. JCB has extended the range of engines offered with the introduction of the 7.2L 6 cylinder Ecomax. Power coverage is now 55kW to 225kW The new 6 cylinder engine offers exceptional fuel economy and performance in larger excavators and loading shovel applications. The JCB range of engines is increasingly finding favour with third party customers who now account for a significant portion of production volumes.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group. By A. Hellman, O. Lozar and T. Klang

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

1 Introduction The Volvo Group’s new Medium Duty Engine Platform (MDEP) has been developed for use mainly in commercial vehicles. Together with the previously released Heavy Duty Engine Platform (HDEP), the new MDEP Platform represents a state-of-the-art engine range to serve the brands of Volvo Trucks, Volvo Bus, Renault Trucks, UD Trucks, and Eicher. MDEP 8

MDEP 5

2 Supporting the Core Values of the Volvo Group The Volvo Group core values, Quality, Safety and Environmental Care, are a commitment to meet the expectations of customers, business partners and society. The new MDEP engines are developed in line with these core values. The engines have a built-in basic capability to meet the existing as well as the future emission regulations and air quality standards. The MDEP range is ready for the fuels of the future [3] and has the ability to run on up to 100% bio-diesel in Euro VI. Using a fuel quality sensor,

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

the engine self-adapts to the bio fuel/fossil fuel blend and maintains the emissions within the Euro VI levels in all running conditions thanks to advanced software. As the engine platform will be used in a large variety of countries, it has been verified with fuels having sulfur content beyond the legal limits set for each certified emissions standard which includes Euro III, V and VI. Finally, the content of hazardous material such as Chromium VI and Lead has been reduced to a very low level with the final steps to basically zero in versions already under development.

3 General architecture 3.1 Basic dimensions and technical data The overall engine architecture follows truck industry standards for ease of installation and to allow use of off-the-shelf components from worldwide suppliers to a maximum extent.

Basic dimensions, apart from length, are identical between the 4 and 6 cylinder versions and maximizes the commonality for items such as power cylinder unit, complete valve train, gear train and accessories attachment to the block.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

The overall length of the MDE8 is 1170 mm from front pulley to flywheel. Width and height vary with installation and accessories layout and can be adapted to many different installations.

4 Engine System Design 4.1 Engine Block In designing the new base engine the main focus was put on Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Low noise and vibration Low thermal gradients for the hot components Optimal maximum peak cylinder pressure Optimal engine breathing Low bore distortion Minimized engine friction

A special grey iron alloy was selected for the cylinder block and head for the best combination of strength, stiffness, low noise and machinability. The block design was chosen to be of the deep skirt type, combined with a ladder frame to support the need of simple serviceability while retaining good rigidity for noise reasons.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

Demands for a compact engine were combined with the needs from the aftermarket to have the ability to change cylinders liners in an existing block. This lead to a selection of the dry liner concept, combined with an advanced machining/honing process to reach the lowest possible bore distortion. Great emphasis was put on minimizing oil consumption to support a low running cost and avoid unnecessary soot loading of the particulate filter.

4.2 Cylinder Head A key matter in the design of the cylinder head was as always to balance thermal stress and mechanical stress. As well known, some parts of the cylinder head that are exposed to high compression pressures are subject to relaxation and after a large number of thermal cycles, the residual stress is a tension stress that may lead to cracks, sometimes known as ratcheting. A Finite Element Analysis model, comprising geometry of cylinder head, cylinder block and cylinder liners, was utilized in order to minimize cylinder deformations, maximize cylinder strength ahead and optimize cylinder head gasket function.

4.3 Minimizing Engine Friction Low parasitic losses are of particular interest when considering the duty cycles of medium duty and multipurpose trucks. The medium duty applications are often characterized by low load cycles and engine friction losses therefore become of key importance for low fuel consumption. Achieving low friction typically means a conflict with other key requirements.The design team behind the engine platform utilized a comprehensive Systems Engineering approach to optimize the complete set of challenges (high power density, low friction and excellent durability). A break-down of the requirements from overall engine system level down to component level with several iterations, finally enabled an optimized design of the cranking system, the valve train systems as well as the oil system and the overall engine structure.

4.4 Fuel Injection Equipment A robust common rail system for the global markets was selected. A key item was to have the ability to manage rail pressures and system complexity for the individual needs of various markets, duty cycles and emission levels. It was necessary to find a system with a developed modularity to manage this optimization. In the end it was decided to use two variants of the same fuel injection system to optimize the product cost vs. emissions levels and duty cycles. Both versions are offer-

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

ing a high number of injection events per engine stroke (up to 7 are possible) allowing lower complexity and cost for the overall emission control system, while still offering a benchmark power density. In opposition to the heavy duty segment where very high peak injection pressures are common (up to 2500 Bar), the versions chosen for the MDEP are optimized for 1600 bar and 2000 Bar respectively, to balance demands for product cost vs. performance and reliability. The capability of multiple injections was found a lot more important than the absolute peak pressure value.

4.5 Air management For EGR engines the primary option is usually a VGT (Variable Geometry Turbine) turbocharger, at least for medium duty engines. The major feature of the VGT is a swift response of the engine and advantages concerning transient emissions. A specific VGT turbocharger design wheel design was developed for the 8 litre engine in order to reach the perfect matching.

4.6 EGR management The lower the engine out NOx emissions are, the more important the EGR-cooling becomes with respect to specific fuel consumption. Also, the equalization of EGR rates to the various cylinders strongly affects the NOx – soot trade off with a key requirement to avoid unnecessarily heating up the cylinder walls [1]. Apart from achieving the necessary performance in these aspects, the main focus in designing the EGR system was put on high product quality, efficient EGR cooling and appropriate volumes for the EGR circuits in order to optimize transient operation. Real time accurate EGR rate measurement was judged to be of vital importance for two main reasons: – The ability to adjust the combustion parameters to the targeted engine out emissions to manage real time SCR conversion efficiency (NOx / BSFC trade-off) – The control of the smoke limit in transient conditions. Again the system approach (overall EGR circuit design combined with sensor performance and software controllers) allowed to improve the throttle response and optimize the fuel economy

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

The complete layout of the EGR system is shown in the pictures below:

4.7 Exhaust After Treatment Systems for Euro VI 4.7.1 SCR – Technology The choice of the most suitable SCR type is dependent on the boundary conditions as for instance mode of vehicle operation, engine concept and hardware selection for other key systems, such as turbocharger, injection system, etc., and finally the strategy of engine out NOx vs. PM emissions. In general, by increasing the engine efficiency and by improving recuperation of exhaust gas energy via the turbo charger, the exhaust gas temperature drops. Due to the low brake specific fuel consumption of the MDEP Euro VI engines, the result was comparably low exhaust gas temperatures downstream of the turbocharger and Cu zeolite was therefore selected for the SCR system. Amongst the known SCR types, Cu zeolite technologies feature the lowest light-off temperature. Reasonable NOx conversion rates can be achieved already at some 180°C. With Cu zeolite SCR, the operation range of the SCR system is limited towards lower temperatures rather by the ability to evaporate the injected urea solution than by the catalyst light-off temperature. Under transient conditions where exhaust gas temperature drops below the threshold for urea injection, the high NH3 storage capacity of Cu zeolites enables NOx conversion for shorter periods even without urea injection. Compared to Fe zeolite catalysts, Cu zeolite catalysts achieve high NOx conversion rates in the low temperature range even without NO2 in the exhaust gas. Cu SCR systems are thus more robust towards deterioration of the NO to NO2 oxidation over the DOC and catalyzed DPF. Compared to Vanadium catalysts, Cu zeolite catalysts offer a higher thermal stability which makes them more controllable in combination with active DPF regeneration.

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4.7.2 DPF technology The decision to go for Cordierite DPF was based on the need to achieve a balance between system performance requirements, material properties and costs. The Volvo Group emission control system for US10 and EU VI targets low pressure drop and mainly passive regeneration to reduce fuel consumption. Passive operation of the systems allows higher NOx raw emissions leading to less fuel consumption. High porosity filters based on Cordierite provides the required thermo-mechanical properties and low pressure drop supporting low fuel consumption compared to silicon carbide filters as they are not assembled from segments. In addition, the filtration properties meet the EU VI limits related to particulate number and mass emissions very well. To summarize the properties of Cordierite vs.the alternative filter materiel silicon carbide: Ɣ Ɣ Ɣ Ɣ

Low backpressure and good thermal mechanical properties Excellent PN and PM filtration properties Well known canning processes Reasonable cost performance ratio compared to SiC filters

However for certain applications e.g. confined space availability, silicon carbide is still an alternative.

4.8 Control System Volvo Group is in possession of a proprietary control system, with in-house written software which is loaded into a proprietary Electronic Control Unit. The system was evolved through Euro III to Euro VI and for the US as well as Japanese versions of emissions legislation. It includes all necessary control logic, including OBD and antitampering. Since the Volvo Group handles the development of the engine and after treatment control system as well as the transmission management control system as an integrated system, it has been possible to fully optimize the performance and fuel economy for the complete powertrain system.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

5 Foot print for Product Development and Industrial Operations As a global engine platform the MDEP has the challenge to serve both to the high end markets with a focus on the most severe emission legislations and feature leadership as well as value market where the main focus is more on robustness and cost. However, there are many things in common in the demands between these two sometimes radically segments, with low fuel consumption and robustness as very important items. Also, manufacturing close to the local markets are crucial parameters to secure competiveness, flexibility and short lead times. A significant share of medium truck sales resides in Asia and most of the global engine component suppliers are well established in the region. It was therefore decided to set up the manufacturing base inside the Joint Venture between Volvo and Eicher motors, formed in 2008 as Volvo Eicher Commercial Vehicles. For the first time, a multi-national company decided to industrialize a modern product in India at first (instead of industrializing an existing legacy product) in order to be competitive in both features and cost. The challenge included creation of a word class supply chain in India and the implementation of lean and proven processes. The overall industrialization project was managed with the contributions of engineers from India, Europe and Japan, working closely together.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

Inaugurated in 2012, the VECV machining and assembly lines in Pithampur are now among the most advanced engine production facilities, offering state-of-the-art equipment and processes also for sub-assemblies with integrated quality control features.

6 Engine Applications 6.1 Conventional Truck and Bus Applications An overview of the truck and bus applications for the MDEP program, currently in production is shown below:

Since 2013, the new Volvo MDE engine equips the Volvo and Renault multi-purpose Euro VI ranges as well as the Volvo Bus Euro VI range for city and commuter applications. For Volvo Bus, the 4 cylinder is coupled with the proven Volvo hybrid driveline offering 30% + FC reduction compared to a standard diesel powertrain. Outside Europe, the MDE is powering the UD Quester newly launched in South East Asia. In India the higher segment of the new Eicher truck range (Pro-series 6000 and 8000) features locally developed versions of the MDE platform engines.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

For all those applications, a major effort was made in the dynamic calibration of the complete driveline with the objective to reach unprecedented smoothness and torque availability in all driving conditions and for all vehicle loads. The MDE5 rated power varies from 180hp to 240hp (750 to 900 Nm) and the MDE8 offers a range from 220hp to 350hp (950 Nm to 1400 Nm). The ratings are among the most powerful for 4/6 cylinder and give the ability to use 4-cylinder engines instead of low-power 6-cylinder engines to gain fuel economy and cost efficiency.

7 Summary In the Medium-Duty segment, the Volvo Group has the strong ambition to repeat the successful Heavy Duty Engine Platform story to support the different brands and JVs of the group. The MDEP range of Medium-duty engines has been developed to be the most competitive in reliability and cost on value truck markets while at the same time offering the best performance and meeting the most stringent emissions standards on the European and Japanese markets. In order to resolve the equation of low cost and high technology, the Volvo Group decided to combine its technology with the opportunities and knowhow offered by its J/V with Eicher Motors (Volvo Eicher Commercial Vehicles) in India. This set-up enabled the development of a new strong supplier base and together with VECV a state of the art engine factory in Pithampur, India. The overall effort has resulted in a new Medium Duty engine platform utilizing a 4cylinder 5.1 liter and 6-cylinder 7.7 liter engines, with a state of the art design. The platform covers all emission standards from Euro III to Euro VI, in a power range from 210 hp to 350 hp to offer best in class performance.

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The new Medium Duty Engine Platform for Commercial Vehicles in the Volvo Group.

8 References 8.1 Einfluß der Kühlbedingungen und des Ladeluftzustandes auf die Stickoxidemission bei direkteinspritzenden Dieselmotoren, Detlev Schöppe, Dissertation RWTH Aachen 1991. 8.2 Kräfte, Momente und deren Ausgleich in der Verbrennungskraftmaschine. H. Maß und H. Klier. Springer-Verlag. Wien und New York 1986. 8.3 Kraftstoffstudie – Zukünftige Kraftstoffe für Verbrennungmotoren und Gasturbinen, FVV e.V. Heft 1031 – 2013, Frankfurt am Main. 8.4 Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschine. R. Pischinger, G. Kraßnig, G. Tauþar und Th. Sams. Springer Verlag. Wien und New York 1986. 8.5 Wärmeübergang in der Verbrennungskraftmaschine. W. Pflaum und K. Mollenhauer. Springer Verlag Wien und New York 1977.

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse Christian Gropp, Metodi Aleksandrov Daimler AG

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

Die neue Generation Euro VI Horizontalmotoren – maßgeschneidert für den Niederflurbus und Teil des modularen Baukastens der Motorenfamilie OM 93x 1 Einleitung Mit Einführung der Emissions-Stufe Euro VI hat die Daimler AG ihr Medium Duty Nutzfahrzeug-Motorenportfolio grundlegend erneuert. Die Motoren OM 934 und OM 936 haben – beginnend Anfang 2013 – die überaus erfolgreichen Motoren OM 904/924 LA sowie OM 906/926 LA ersetzt. Diese werden nach wie vor für weltweite Bedarfe On- und Off-Highway für Emissionsstufen bis einschließlich Euro V und Tier 4i angeboten. Auf Basis der neuen Euro VI Motorengeneration wurde ein liegender Motor entwickelt, der OM 936 h, maßgeschneidert für den Stadtbuseinsatz. Dieser Artikel beschreibt konstruktive Merkmale und thermodynamische Besonderheiten sowie Sondermaßnahmen die ergriffen wurden, um den Motor in seiner Performance optimal für den Stadtbusbetrieb vorzubereiten. Bild 1 zeigt den Motor eingebaut in das Heck des Zielfahrzeugs Citaro in der Euro VI-Version.

Bild 1: Seitenansicht des Motors im Fahrzeugheck

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

2 Zieldefinition Wesentlicher Treiber für die Entwicklung des Horizontalmotors waren fahrzeugseitige Bauraumrestriktionen. Gegenüber dem Standardmotor ermöglicht die liegende Bauform des Motors im Niederflurbus eine geringere Beschneidung des Fahrgastraums. Der sogenannte Motorturm im Heck hinten links kann deutlich schlanker und kürzer ausgeführt werden, da er nur der Unterbringung der Kühlanlage dient. Dies wiederum schafft Raum für zwei zusätzliche Sitzplätze im 12m Solobus, aus Kundensicht ein erheblicher Mehrwert und damit ein bedeutsames Verkaufsargument. Das zweite wesentliche Ziel, welches von Beginn der Entwicklung des OM 936 h verfolgt wurde, war der teilweise Ersatz des hubraumgrößeren 12l-Vorgängermotors OM 457 hLA. Damit gehen neben den bereits genannten Bauraumvorteilen auch deutliche Gewichtsreduzierungen einher. Der Horizontalmotor wurde bereits in der Konzeptphase der neuen Motorenfamilie berücksichtigt, im Folgenden wird dies anhand konkreter Beispiele noch illustriert werden. Dadurch konnte ein hoher Grad an Gleichteilen zur gesamten Motorenfamilie realisiert werden, und letztendlich ist das der Schlüssel dafür den Motor mit allen anderen Ausprägungen der Motorenfamilie auf denselben Produktions- und Montageanlagen herstellen zu können. Die Modularität ist somit die Voraussetzung dafür den Horizontalmotor wirtschaftlich darstellen zu können. Außerdem wurden durch den modularen Ansatz der Motorenfamilie die Gene, die dem Motor bereits im LKW die herausragende Performance und Zuverlässigkeit gebracht haben, auf den neuen Horizontalmotor übertragen. In den folgenden Kapiteln wird erläutert: – mit welchen Maßnahmen es gelungen ist den Motor optimal in den definierten Bauraum zu integrieren, auch unter Berücksichtigung von Servicezugänglichkeit und anderen einbauspezifischen Randbedingungen. – welche Zusatzmaßnahmen notwendig waren um die erwarteten Produkteigenschaften zu erreichen, insbesondere an den Kreisläufen und in der Aufladung. mit Hilfe welcher Maßnahmen der Motor bezüglich Anfahrdynamik auf das Niveau eines deutlich hubraumgrößeren Motors gebracht wurde.

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

3 Konstruktives Gesamtkonzept Um den Motor ideal in den verfügbaren Bauraum einzufügen wurde er um 85° um die Kurbelwellenachse zur heißen Seite hin geneigt. Die Auslassseite des Zylinderkopfs weist inklusive Abgaskühler somit nach unten in Richtung Fahrbahn und die Einlassseite mit den Kernkomponenten des 2.400 bar Common Rail Einspritzsystems befindet sich damit oberhalb des Grundmotors auf der dem Fahrgastraum zugewandten Seite. Um den notwendigen Böschungswinkel am Heck des Fahrzeugs zu gewährleisten wurde die 2-stufige Ladergruppe an die schwungradseitige Stirnseite des Zylinderkopfes verschoben. Damit war die Möglichkeit für einen tief liegenden Motoreinbau als Voraussetzung für das Erreichen des anfangs formulierten Ziels, der Maximierung der Anzahl von Sitzplätzen im Fahrgastraum, geschaffen. Kurbelgehäuse, Zylinderkopf, Triebwerk und Steuerung blieben dabei unverändert. Auf die notwendigen Anpassungen der Kreisläufe wird in den folgenden Kapiteln eingegangen.

Bild 2: Außenansicht OM 936h

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

3.1 Öl- und Kühlmittelkreislauf Selbstverständlich erfordert der liegende Motor eine eigene Ölwanne und eine daran angepasste Ölansaugung. Die Ölpumpe konnte unverändert übernommen werden, auch an der Schmierung innerhalb des Grundmotors waren keine größeren Änderungen erforderlich. Sondermaßnahmen waren allerdings notwendig um den Ölrücklauf aus der Zylinderkopfhaube und der Ladergruppe zu gewährleisten. Ein Merkmal der Motorenfamilie OM 93x ist ein äußerst kompaktes, hochintegriertes Öl-Kühlmittel-Modul welches neben dem Ölfilter auch Ölkühler, Kühlmittelpumpe sowie Kühlmittelthermostate enthält. Um im Servicefall das Auslaufen des Motoröls aus dem Filtergehäuse zu vermeiden wurde der Ölfiltereinsatz mit einem eigenen Gehäuse an einer im Fahrzeug gut zugänglichen Stelle angeordnet und über einen Adapter an den Grundkörper des Moduls angeschlossen. Das Modul selbst blieb dabei unverändert. Weil der Horizontalmotor bereits in der Konzeptphase der Motorenfamilie berücksichtigt wurde und die Kühlmittelpumpe an einer Stelle angeordnet wurde, die geeignet ist für den Horizontalmotor, erforderte der Kühlmittelkreislauf nahezu keine Änderung, lediglich angepasste Entlüftungsstellen z.B. am Abgaskühler.

3.2 Kraftstoffsystem Das Filtermodul wurde im Fahrzeug hinten links im Bereich der Wartungsklappe angebracht, motorfest und im Servicefall gut zugänglich. Kraftstoff-Förderpumpe, Hochdruckpumpe, Hochdruckrail, Injektoren, aber auch die Hochdruckleitungen wurden unverändert vom bereits vorgestellten und am Markt eingeführten OM 936 übernommen. Aufgrund der Position der Ladergruppe, der Abgasnachbehandlung und der zwangsläufig dazwischen verlaufenden Abgasführung oberhalb des Motors wurde durch großflächige Abschirmbleche eine zusätzliche physikalische Trennung zwischen Kraftstoff- und Abgasführung geschaffen.

3.3 Kurbelgehäuseentlüftung Eine Besonderheit der Baureihe OM 93x ist die in die Zylinderkopfhaube integrierte Ölnebelabscheidung über ein wartungsfreies passives Impaktor-System. Das Abscheiden des Öls erfolgt also auf Basis der Trägheit der Öltröpfchen in der Luft. Diese wird lokal stark beschleunigt und umgelenkt. Die Ölpartikel prallen dann an harte Störkonturen an welchen sie akkumulieren. Insbesondere der Rücklauf des abgeschiedenen Öls musste durch eine angepasste Anordnung der Impaktoren sowie einen ge-

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Die neue Generation Mercedes-Benz Euro VI Horizontalmotoren für Niederflurbusse

änderten Rückflussweg für den liegenden Motor umgestaltet werden. Das Funktionsprinzip wurde beibehalten, ebenso finden sich in der Zylinderkopfhaube des liegenden Motors zahlreiche Übernahmekomponenten aus dem stehenden Motor, ein weiteres Beispiel für den hohen Anteil an Konzeptgleichheit und Gleichteilen zwischen den Motoren der Baureihe OM 93x.

3.4 Nebenaggregate-Layout und sonstige Besonderheiten Um den hohen Strombedarfen eines Stadtbusses gerecht zu werden wird der Motor mit bis zu drei Generatoren mit jeweils 150A ausgerüstet. Für die Klimatisierung des Fahrgastraums bietet der Motor einen motorfest verbauten V4- oder V6-Klimakompressor an. Die erste Riemenebene treibt – wie auch bei allen anderen Motoren der Motorenfamilie – die Kühlmittelpumpe und einen Generator an. Ein zweiter Riemen liefert die Antriebsenergie für den Kältemittelverdichter. Dessen Riemenscheibe ist gleichzeitig die Energiequelle für die beiden weiteren Generatoren, angetrieben über einen dritten Riemen.

Bild 3: Vorderansicht OM 936 h mit Nebenaggregaten

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Der Lüfterantrieb erfolgt aufgrund der räumlichen Anordnung von Motor zu Kühlanlage hydraulisch, das Kühlsystem ist in Fahrtrichtung hinten links im Heck des Fahrzeugs untergebracht, oberhalb des Motors. Zum Antrieb der verlustarmen hydraulischen Verstellpumpe wurde der schwungradseitige Nebenabtrieb vom stehenden Motor vollständig übernommen. Gerade der Stadtbus mit seinem hohen Leerlaufanteil und gleichzeitig extrem hohen Luftbedarf für Luftfederung mit Neigefunktion sowie Druckluftbetätigung der Türen zum Öffnen und Schließen stellt Anforderungen an den Luftpresser die nicht vergleichbar sind mit denen eines LKW. Den hohen Luftbedarf von bis zu 18.000l/h bedient der der OM 936 h über einen motorfest angebauten und über den hinten liegenden Rädertrieb angetriebenen Luftpresser. Je nach Fahrzeugkonfiguration wird bedarfsgerecht ein Kompressor mit 2 oder 3 Zylindern zugesteuert. Beide Aggregate besitzen eine zweistufige Verdichtung mit Zwischenkühlung. Die erste Stufe verdichtet auf ca. 4bar, die zweite Stufe dann auf den Systemdruck von 12,5bar. Dank Zwischenkühlung und guter Kühlung von Zylinderwand und Zylinderkopf bleibt die Druckstutzentemperatur nach der zweiten Stufe bei unter 160°C. Das ist ein Indikator für den sehr guten Wirkungsgrad der Luftpresser und gleichzeitig Voraussetzung dafür Verkokung auf der Druckseite zuverlässig zu vermeiden.

4 Thermodynamisches Konzept Neben dem für eine Stadtbus-Anwendung maßgeschneiderten Motordesign des OM 936 h war die optimale thermodynamische Auslegung von Beginn zentrales Entwicklungsziel. Eine den Herausforderrungen des Alltags optimal angepasste Performance bei gleichzeitig minimalem „Total Cost of Ownership – TCO“ sind für die meisten Stadtbus-Kunden entscheidende Kriterien. Wie in Kapitel 2 beschrieben, ersetzt der OM 936 h nicht nur den unmittelbaren Medium Duty Vorgängermotor OM 906 hLA, sondern in einigen Anwendungen auch den deutlich hubraumgrößeren 12l-Motor OM 457 hLA. Demzufolge wurde bei der Entwicklung von Aufladung und Brennverfahren insbesondere bei kleinen Drehzahlen auf ein gegenüber dem Vorgänger deutlich gestiegenes Drehmoment Wert gelegt. In Bild 4 ist dieser Bereich als „Zone 1“ gekennzeichnet. Im Vergleich zum Medium Duty Vorgängermotor ist genau das der wesentliche Enabler für ein deutliches Downspeeding, welches der Kunde am Ende mit reduziertem Kraftstoffverbrauch erlebt. Ebenfalls im Bild 4 erkennbar und mit „Zone 2“ gekennzeichnet ist der Bereich des maximalen Drehmoments, in dem der OM 936 h gegenüber dem Medium Duty Vorgänger deutliche Steigerung aufweist und sogar das Niveau der Einstiegsleistung des bisherigen 12lMotor erreicht. Das wiederum ist die Voraussetzung zum Downsizing.

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Bild 4: Drehmomentenvergleich

Die hier dargestellten Drehmomentkurven zeigen die stationäre Volllast. Im Alltag eines Stadtbusses ist aber in den meisten Fällen nicht das die entscheidende Größe. Kundenrelevant ist vielmehr die unmittelbare Reaktion des Motors auf Lastanforderungen, entweder aus einer Teillast-Situation oder auch aus dem Leerlauf kommend – zum Beispiel im Falle des Anfahrens aus einer Haltestelle heraus. Aufgrund der schon in Kapitel 3 beschriebenen Anordnung des Turboladers hinter dem Zylinderkopf hat der OM 936 h hier prinzipiell einen Nachteil gegenüber seinem stehenden Pendant in Bezug auf das Ansprechverhalten, bedingt durch den relativ großen Abstand zwischen Ladergruppe und den Auslasskanälen des Zylinderkopfs. Dazu kommt der vergleichsweise große Abstand des Motors zum Ladeluftkühler, was darüber hinaus aufgrund der notwendigen Rohrführung zu einem erhöhten Volumen führt. Um dies zu kompensieren und den 7.7l-Motor bezüglich Drehmomentaufbau aus Niedriglastsituationen auf das Niveau eines 12l-Motors zu bringen wurde der Motor mit einem zusätzlichen, innovativen Lufteinblassystem versehen. Bild 5 zeigt das System und die Integration am Motor in einer Prinzipskizze. Das System wurde mit einem etablierten Zulieferer gemeinsam entwickelt, wird als sogenanntes “Powerboost-System“ vermarktet und kommt mit dem OM 93x erstmals zum Serieneinsatz.

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Bild 5: Prinzipskizze “Powerboost-System“

Um den Motor dabei zu unterstützen sein Soll-Moment möglichst schnell zu erreichen stellt das System dem Motor kurzzeitig zusätzliche Luft aus der Druckluftanlage des Fahrzeugs bereit. Diese wird motornah nach Ladeluftkühler zugeführt. Damit wird kurzzeitig deutlich mehr Sauerstoff in den Brennräumen bereitgestellt, somit kann auch mehr Kraftstoff eingespritzt werden ohne rauchkritische Lambda-Werte zu unterschreiten. Die Motorleistung steigt also unmittelbar, damit steigt auch das Leistungsangebot an der Turbine, resultierend in einem schnellen Ladedruckanstieg. Damit die zusätzlich eingebrachte Luft zielgerichtet im Brennraum ankommt verschließt eine Klappe zum Beginn der Einblasung den Luftstrom vom Ladeluftkühler zum motorseitigen Einlass. Nach im Durchschnitt ca. 0,6 Sekunden erreicht der Ladedruck sein Soll-Niveau, sodass die Klappe wieder öffnet und der Einblasvorgang abgeschlossen ist. Aber auch ohne diese Sondermaßnahme überzeugt der OM 936 h mit seinem Dynamikverhalten, gerade im Stadtbusbetrieb ein besonders relevantes Merkmal. In der Darstellung im Bild 6 zeigt sich die Überlegenheit des neuen Euro VI Motors gegenüber seinem direkten Vorgänger. Die Grafik vergleicht die Zeiten die notwendig sind um bei einer definierten Drehzahl 2/3 des maximalen Drehmoments zu erreichen. Auf den ersten Blick erkennbar ist dass durch den Umstieg vom unmittelbaren Vorgängermotor (blau) auf den neuen Medium Duty Horizontalmotor (grün) bei allen Drehzahlen das Soll-Moment wesentlich schneller erreicht wird. Durch den Einsatz des zusätzlichen “PowerboostSystems“ erreicht der Motor (lila dargestellt) in diesem Vergleich das Niveau eines 12l-Motors.

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Bild 6: Vergleich Beschleunigungszeiten

Die gestiegene Leistungsfähigkeit bei kleinen Drehzahlen in Verbindung mit einer hervorragenden Motordynamik ermöglicht es erstmals mit einem Medium Duty Motor Anwendungen zu bedienen die zuvor reinrassig mit deutlich hubraumgrößeren Motoren betrieben wurden. Mit dem OM 936 h Euro VI kommt daher im Gelenkbus erstmals ein Medium Duty Motor zum Einsatz. Dank eines innovativen Brennverfahrens, welches mittels einer systematischen, modellbasierten Applikationsoptimierung den Rahmenbedingungen des Horizontalmotors angepasst wurde, ist es gelungen den Kraftstoffverbrauch gegenüber dem Vorgängermotor nahezu im gesamten Kennfeld des Motors deutlich zu reduzieren. Trotz des größeren Hubraums und des reduzierten NOx-Niveaus wurde der Verbrauch im Bestpunkt gegenüber dem Euro V Vorgänger um 5% von 200g/kWh auf 190g/kWh gesenkt, ein entscheidender Beitrag zur Optimierung der Wirtschaftlichkeit des Fahrzeugs. Bild 7 zeigt einen Kennfeldvergleich der beiden Motoren. In den grün eingefärbten Bereichen, und damit in weiten Teilen des Kennfelds, hat der neue Euro VI Motor einen Kraftstoffverbrauchsvorteil gegenüber seinem hubraumkleineren Vorgänger in Euro V. Das Differenzkennfeld weist Unterschiede aus die teilweise über 10 Prozent liegen, trotz niedrigerem NOx-Niveau und höherem Abgasgegendruck.

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Bild 7: Kennfeldvergleich

Das Zusammenspiel des kraftstoffverbrauchsoptimierten Motors mit weiteren triebstrang- und fahrzeugseitigen Maßnahmen resultiert in einem überzeugenden Gesamtergebnis. Um diesen Beweis zu führen wurde mit Begleitung der DEKRA als neutraler Prüfinstanz ein sogenannter “Record Run“ durchgeführt. Hierbei wurde der Mercedes.Benz Citaro mit dem neuen OM 936 h gegenüber zwei Vorgängerprodukten auf repräsentativen Strecken bewertet. Eines der beiden Fahrzeuge war mit dem unmittelbaren Medium Duty Vorgängermotor in Euro V ausgestattet und, das zweite Referenzfahrzeug mit dem bisherigen 12l-Motor, ebenfalls Euro V. Beide Vergleichstests wurden beendet mit einem beeindruckenden Verbrauchsvorteil von über 8 Prozent zu Gunsten des neuen Euro VI Motors. Bild 8 zeigt das Ergebnis des Vergleichs mit dem Medium Duty Vorgängermotor, gefahren auf einer realen Stadtbuslinie.

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Bild 8: Ergebnis “Record Run“

5 Zusammenfassung Mit dem OM 936 h ist es der Daimler AG gelungen durch die von Beginn an enge Verzahnung der parallelen Entwicklung eines neuen Fahrzeughecks und eines dafür maßgeschneiderten Motors ein Triebwerk mit maximalem Kundennutzen zu entwickeln. Durch die liegende Bauform des Motors wurde Platz geschaffen für zwei zusätzliche Sitzplätze im Fahrgastraum, ein für den Stadtbus wesentliches Verkaufsargument. Durch den teilweisen Ersatz des 12l-Vorgängermotors durch den neuen Medium Duty Horizontalmotor wird der Bauraumvorteil noch ergänzt um eine signifikante Gewichtsreduzierung, diese wiederum kommt der Gesamt-Fahrgastkapazität zu Gute. Das Ableiten des liegenden Motors vom stehenden Basismotor war ohne Änderungen an Kurbelgehäuse, Zylinderkopf und Triebwerk möglich weil der Horizontalmotor bereits im Konzept der Motorenfamilie OM 93x berücksichtigt wurde. Mit seiner überzeugenden Performance bietet der Motor die Basis sowohl für Downsizing als auch für Downspeeding. Es ist in beeindruckender Weise gelungen einen neuen Maßstab für Dynamik und Effizienz in diesem Segment zu definieren. Im Fahrzeug wurden diese Eigenschaften erfolgreich umgesetzt, der Kundennutzen in Form von Kraftstoffverbrauchsvorteilen von über 8% wurde im “Record Run“ bewiesen und zwischenzeitlich auch von Kunden bestätigt.

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Literaturhinweise: [1]: Dr. Herrmann, H.-O.; Nielsen, B.; Gropp, C.; Lehmann, J. Mittelschwerer Nutzfahrzeugmotor von Mercedes-Benz Teil 1 (New MercedesBenz Medium Duty Commercial Engine Part 1) MTZ – Motortechnische Zeitschrift, 73 (2012) No. 10 Wiesbaden, 2012 [2]: Nielsen, B.; Huttenlocher, H.; Dr. Schwarz, V.; Dietrich, M. Mittelschwerer Nutzfahrzeugmotor von Mercedes-Benz Teil 2 (New MercedesBenz Medium Duty Commercial Engine Part 2) MTZ – Motortechnische Zeitschrift, 73 (2012) No. 11 Wiesbaden, 2012 [3]: Dr. Manuel Marx, Dr. Huba Németh, Dr. Eduard Gerum Verbesserung des Drehmomentverhaltens aufgeladener Dieselmotoren durch Drucklufteinblasung MTZ – Motortechnische Zeitschrift, Ausgabe 06/2009, Seite 472-479 Springer Fachmedien Wiesbaden (2009) [4]: Record Run http://www.mercedes-benz.de/content/germany/mpc/mpc_germany_ website/de /home_mpc/bus/home/buses_world/record_run.flash.html

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TRENDS

© Springer Fachmedien Wiesbaden 2015 J. Liebl, C. Beidl (Hrsg.), Internationaler Motorenkongress 2015, Proceedings, DOI 10.1007/978-3-658-08861-3_19

Engines in agricultural Engineering from 40 – 850 HP in the territory between the opposing poles of emission regulation, small volumes and innovative trends Dr. Helmut Endres, SVP Engineering and Product Management, AGCO International GmbH, Neuhausen am Rheinfall, Schweiz Co-Author: Gina Jörn-Zapf, Manager Global Engineering, AGCO International GmbH, Neuhausen am Rheinfall, Schweiz Dr. Benno Pichlmaier, Manager Research and Advance Engineering, AGCO GmbH, Marktoberdorf, Germany

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1 Introduction Currently, there is a world population of 7.2 billion people, with the tendency to rise. Every minute 150 people around the globe are born, which adds up to a total of 22.000 people a day and more than 80 million people a year. In the year 2050 an assumption indicated that we will be sharing our globe with approximately 9.6 billion humans. In average, this calculates to a necessary food production increase of 30% in order to cover the food consumption of the growing world population by 2050 [1]. On earth there is a total of around 4.88 billion hectare of cropland which we use for agriculture industry today. On our planet there is less than one billion additional hectares which is suitable for the use of crop which would indicate an increase of a mere 9% of todays used cropland [2]. The remaining hectares cannot be used due to the infertility of the soil, climate or other factors such as the regions being too cold, steep or wet. It is necessary to increase food production due to the evidence we are witnessing in today’s societies. There is a strong growth in the global population and on top more people are entering the middle class. People can afford and start to eat more meat to live better lives. It is estimated that 3 billion people will emerge from poverty to join the middle class. China, for example, is consistently improving their economy which has a positive effect on people’s income. This triggers the wish and desire to balance and change their diets and eating habits. People are consuming more animal proteins such as eggs, meat and milk. In China we see, on average, a person consuming 60kg of meat per year whereas an American consumes 128kg of meat during the same period. The above statements all underline the prediction by the United Nations Food and Agriculture Organization (FAO) who state that there will be a 60% increase in the consumption of eggs, milk and meat. The predicted increase in meat consumption will have an influence on today´s crop production as 2.9kg of grain is needed to generate 1kg of meat [2]. Additionally the growth of bio fuels, which will also reduce the total amount of meat produced, will negatively affect the food production in future due to farmers using their land for this type of production. Even today a numerous amount of people are undernourished, more than half a million people suffer from starvation and especially in developing countries, the demand for higher standards in food quality and quantity increases. The increasing population and the changing diet habits together challenge the agriculture industry to increase the food production by approximately 90% until 2050 [3]. This development is important for population growth, as the increasing wealth of humanity enhances the meat consumption throughout the world.

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Even if we would contribute all of our land into cropland, the market demand will still not be covered without raising the agriculture productivity.

2 Challenges in Agricultural Industry To cover the future feeding demand the yield gap will need to be sustainably closed. The possibilities which are provided by agricultural companies are far from being exhausted. Scientists agree that if the land is used to its optimum using modern technology and farmers are being well educated and trained the world will be able to avoid starvation. This will in return guarantee the world with a sustainable and sufficient supply of safe food. The challenge of increasing food production by 90% can be achieved with the following five levers: 1. Approx. 1 billion hectares additional cropland globally available: Africa can become a major contributor to the global supply since it has the potential to provide 60% (590 million hectares) of additional cropland. If we look at other regions on our planet, Brazil would have the potential to make 16% available [3]. 2. High quality seeds provide substantial yield increase 3. Driving important food security can be achieved with fertilizers, crop protection products and irrigation: using better seeds, fertilizers and pesticides will increase the output drastically. For example; usage of pesticides resulted in 50% increase in gross margin in British wheat production and the financial outlay repaid four to six times in increased yields [4].

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4. Backlog demand in mechanization, esp. in developing countries: Farm power in African, Asian and South American agriculture relies to an overwhelming extent on human muscle power, hand tools and draught animal power. For example in Canada every farmer and agriculture industry worker in 2007 has in average 1.8 tractors where as in Indonesia only 1 of 1000 farmer has a tractor [5]. 5. Improved technology maximizes output whilst minimizing input: to connect the entire crop cycle from enterprise planning to planting, crop care, harvesting and grain storage. AGCO is a leading global manufacturer of agricultural equipment AGCO with a vision “High–tech solutions for professional farmers feeding the world”. AGCO covers the following product range: tractors for small and big farms and specialty agricultural industries, harvesting products such as Combines and Self Propelled Forage Harvesters, Application Equipment such as Sprayers and Seeding & Tillage products such as Planters and Seeders. For most of these products, AGCO together with AGCO Power, develops and produces its own engines. AGCO Power has made diesel engines at its plant in Linnavuori in the town of Nokia for nearly 70 years. The production technology of this modern facility was completely renovated in 2005 to 2007. The plant manufactures more than 30,000 diesel engines annually and has approx. 700 employees. The first AGCO Power engine outside of Finland was produced in 1993 in Brazil. Since the end of 2008 AGCO Power produces the full engine range of 65hp to 180hp in South America. The newest AGCO Power production facility is located in Changzhou, north-west from Shanghai, in China. This plant is dedicated to produce the lover horsepower range of 3 and 4 cylinder engines (50hp – 130hp). Production in this new plant started in 2012.

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The company markets its products under five core brands through a network of independent dealers and distributers worldwide: Challenger, Fendt, GSI, Massey Ferguson, Valtra. Similar to the automotive industry, the agricultural industry is also facing strict emission regulations which have to be implemented.

However, the agricultural engines are only responsible for 8.4% of NOx, 2.8% of PM10 and 4.7% of CO2 (Diesel) Emissions in Germany, 2012 [6]. For these small amounts of emission, the agricultural industry has to meet various regulations, Tier 15, for different countries. Additional factors complicate the process further since there are different engine types and products. Tractor engines are in the range from 60 kW to 400 kW, application equipment from 90 kW to 370 kW and products for harvesting from 330 kW to 630 kW. Some machines have a small penetration rate and are produced in low volume such as the self-propelled forage harvesters which are approx. 3000 units worldwide per year [7]. These machines are then marketed by several manufacturers which sell them in various HP segments. In some cases, only one engine can be developed for machines where only a few are being produced a year. As a consequence of these special applications and the different legal requirements per region the agricultural industry faces a huge challenge in this regards due to the low volumes.

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3 Challenges for the engine development As already mentioned the agricultural equipment industry has challenges as a result of the wide diversity of engine applications, produced and sold at much lower volume than in other industries. Considering the volume of engines sold in North America in 2013, the car industry has a 65 times higher sales volume than the agricultural equipment industry. There is a huge gap between the automotive industry with a yearly sales volume of approximately 15 Million cars, the heavy duty on-highway truck industry with 209´000 trucks, and the agricultural equipment industry with 241.000 engine-powered vehicles per year. This volume is distributed across 36 agricultural companies, 20 heavy duty truck companies, and 61 car companies in North America [8]. Not only does the sales volume differ between the industries, but also the complexity within a product family. For example: the agricultural industry requires 405 different engine families for its variety of products, instead of only 358 families in the automotive industry and 71 in the heavy duty industry [8]. To illustrate this in number of engine models per industry, the agriculture industry adds up to 3´707 different models, as the automotive industry only reaches 1934 and the heavy duty truck industry equals to a total of 880 engine models. When compiled into ratios, these statistics start to show the scope of the challenge for developing engines for agricultural equipment. The number of families each company

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produced on average will equate to the level of effort to achieve certification. And in North America, this certification must be achieved with the US Environmental Protection Agency (EPA), the state of California Air Resources Board (CARB), and with Environment Canada (EC). The number of families in the three industries are of the same order of magnitude, but the workload in the Agricultural industry for certification is nearly twice that in the automotive industry (11 families per company vs 6), and nearly three times that of the Truck industry (11 families/company vs 4). The number of models per company indicates the engineering effort to design, validate and release each model to meet the diverse needs of the application or machine. And it is also indicative of the maintenance load to source and maintain the unique parts and software for each model over its useful life. Here again, the ratio shows a difference of 103 to 44 models/company when comparing Agriculture to Heavy Duty trucks, and a staggering 103 to 32 models/company when comparing Agriculture to the Automotive industry. This workload level and sales volume explains the higher ratio of models/family in the Agriculture and Truck industries. This ratio indicates the extent that the manufactures have been able to derive more unique models from similar components that make up each family. A higher ratio suggests more commonality between models, to minimize the unique parts maintained. But this may limit the ability to optimize the engine for any single application. Focusing now on ratios related to sales volume, the commercial effect of this difference can be seen. While similar work must be done to design, test, and support each model, and certify each family, the difference between the number of units sold per Model and per Family is several orders of magnitude. For each family certified, the Automotive industry can expect to sell an average of 45,000 units, vs 3000 units in the Heavy-duty Truck industry and less than 600 in Agriculture. For each Model developed in Automotive they can expect to sell an average of 8000 units, vs 238 in the Truck Industry and only 65 in Agriculture. Turning from the unit cost analysis to a corporate cost analysis we can see this same effect presented a different way in the financial reporting. Although the number of models and families developed was less in the automotive industry, as presented earlier, the R&D spending is typically higher by a factor of nearly 10 times. The recent 10 year period, in which the agriculture industry sprinted through 3 emission tier levels saw the three market share leaders spending around 40-50% of their total R&D budgets just to accomplish Tier 3, Tier 4 Interim, and Tier 4 final compliance. With these factors stacked against us in Agriculture, How did we do? What kind of designs have we been able to achieve? And how did we do it?

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Most agricultural equipment companies have maintained their product lines and released emission-compliant designs on schedule (if barely). We have foregone normal upgrades to transmissions, cabins, and other major systems to focus on our engine installations. The resulting designs include an estimated emission cost of approximately 4000 Euro per machine only for each emission step in contrast to the automotive industry with clearly lower costs per emission step. The engine designs have also focused strongly on meeting the customer needs for inexpensive power. AGCO Fendt was successful in to delivering a product with minimal increase in fuel consumption for the different emission regulations. For example a 6-cylinder diesel engine with a 72% increase of power and 60% increase of hp/liter has only an increase of 1% fuel consumption from Stage I in year 1998 to Stage IV in year 2014 [6]. Engines used in agricultural applications generally apply the same or similar technologies as used in modern car or truck engines. Some of these technologies enhance the basic combustion process to improve fuel efficiency and lower emission in order to be compliant with laws and regulations while also increasing power and performance. Others focus on removing pollutants from the exhaust gases after they leave the engine. Typical examples are variable turbine geometries of turbochargers, exhaust gas recirculation systems and exhaust gas after treatment systems (passive and active).

As both on-road and off-road applications are affected by similar laws, the technologies developed for cars and trucks can be applied for agricultural engines as well. Some requirements are similar. Examples are: driving on-road with big trailers at speeds up to 60kph as well as reliability under any weather condition. Despite all these similarities,

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regular truck engines are not suited for agricultural use for several reasons. The location of the engine and the use of big tires only allows for in-line designs. High torque is a main selling argument and for ploughing for example, peak power and maximum torque must be available also for very low driving speeds. In addition, implements such as seeders require a power take off (mechanic and hydraulic) causing much higher load cycles of the engine compared to regular on-road applications.

4 Technology and Innovation Besides sophisticated engine design and high tech exhaust gas after treatment, state of the art agricultural machine technology offers a wide range of leading edge innovations. Integrated GPS guidance and geo-referenced documentation of the tasks, drive by wire up to 60 kph or machine to implement communication via open CAN-bus systems are some of them. E.g. Fendt tractor drivelines are continuously variable and provide integrated electronic engine-transmission management. Suspension and steering design is similar to recent car technologies and offers a single wheel front axles with hydro pneumatic ride height control, anti-roll systems, electronically controlled – variable steering ratio and anti-lock brakes. On top of that there are some specialties that put agricultural machinery in advance of all other mobility solutions. Examples are integrated tire pressure control systems and autonomous leader follower systems with unmanned vehicles. All this is incorporated in machines that range up to 700 hp in tractors and even more in harvesting machinery. A couple of these technologies will be explained in more detail on the following pages.

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4.1 Continuously Variable Drivelines The quality and functionality of the power transmission is one of the most important systems for modern tractor operations. AGCO offers a wider range of varieties from simple synchromesh solutions with about less than 12 speeds similar to standard automotive manual gears, up to full power shift gearboxes with more than 20 or even 30 gears. Top of the line is the continuously variable transmission (CVT) technology with mechanic-hydrostatic power split for maximum ratio spread and highest efficiency at the same time. All modern tractor transmissions are electronically controlled and offer several cruise control functions, power shuttle and in case of CVTs also geared neutral functionality, where the machine can sit at standstill with the transmission fully engaged [9]. Fendt offers this technology for its complete tractor range from 70 to 500 hp and is recognized as technology-leader in this area. The drive system is fully controlled either via joystick or in automotive mode by setting the speed with the drive pedal. The main advantage of CVTs are the possibilities to bring the engine to its optimum efficiency for any required speed and load as well as allowing for constant speed at the power take off while independently adjusting the groundspeed according to process needs. Also these concepts allow operating the engine permanently at maximum power using its full performance and make farming processes more effective than a human controlled drive system could ever be. By using electronic controls the operating and driving comfort is superior to any other concepts.

4.2 Machine to Machine Communication via Isobus The international standard ISO 11783, in agriculture known as the Isobus, defines communication means for tractors, implements and other farm related modules [10]. Isobus allows tractors to communicate with implements and vice versa over an open CAN network, where participants can log in and physically plug in to allow an extremely productive and highly sophisticated, automated farming system. Implement manufacturers design the controls for their machinery and develop operating screen layouts that are automatically uploaded to the tractors touch control panels as soon as the implement hooks up and receives electrical power. The operator has then the control of the whole tractor-implement system on his fingertips and can monitor status and tasks from the tractor cab. Newer approaches allow implements to take over some control of the tractor e.g. engine speed, hydraulic systems, transmission ratio and others. The operator can fully concentrate on supervising the work while the machinery automatically adjusts to its needs.

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4.3 GPS Guidance and Autonomous Driving One of the most amazing success stories in agriculture is related to GPS guided automatic steering. Tractors, harvesters and other machines are equipped with high quality GNSS receivers that can handle additional correction signal inputs either via mobile communication network or a local real time kinematic base station. These systems can provide an impressive positioning accuracy range of +/- 2 centimeters (row for row, as well as year for year) for a 20 ton machine working in the field. Less overlap, perfect work results even after long days, at night or under dusty conditions are the results of this technology. Fertilizers and pesticides can be reduced to the precise optimum and yield increases tremendously. GPS systems also allow location specific, automated documentation of fertilizer use, fuel consumption, machine status, fleet management and other process data. This serves the demand for full traceability of food production and also automated accounting by contractors. On top of that Fendt has developed the so called GuideConnect solution, where two tractors are operated by only one driver [11]. The second, unmanned vehicle is virtually connected to the operation of the first leading machine and organizes its path planning in various modes depending on the actual situation and task. GuideConnect is a milestone on the winding road to fully autonomous machine operation which is today also in discussion with automotive industry. All these electronics are integrated in the AGCO Power ECU.

4.4 Section Control – Technology for Precision Farming Section control, as the name indicates, allows to switching segments of the full working width of implements or machine headers. Based on satellite guidance and positioning (see related section) and on the underlying defined boundaries of the currently operated field area, implement segments are switched on and off automatically to reduce unwanted overlap while seeding, fertilizing, spraying etc. As almost no field is a perfect rectangle the size being a multiple of the implements operating width, section control addresses and solves a very typical and complex problem in the farmers every day work. This technology is a good example of agricultural innovation. It is also possible to add so called variable rate control. After defining areas that require more or less e.g. fertilizer, the machine adapts its output rate accordingly and automatically treats the soil or crop perfectly targeted and optimized based on agronomic calculations.

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4.5 Hybridization and Electrification Different to typical automotive driving situations and test cycles, agriculture machinery does rarely see conditions, where a relevant backflow of power can be used to recuperate energy. Most of the time tractors and harvesters operate at full load and also on soft soil with high rolling resistance. The consequence is, that hybridization will not provide substantial fuel saving – neither in an artificial test cycle nor in a real world application. To give an example: in a typical front loading cycle (loading goods to a trailer from a Pyle, going back and forth, accelerating and decelerating) measurements have shown that not more than the energy needed to power the low voltage electrical vehicle grid can be recuperated [12]. Given the efforts and investment costs on the other hand for electrical machines, power electronics, batteries etc. this does not seem to be the suitable solution. The situation is a little different for the electrification approaches, where dieselelectric power is provided to engine auxiliaries and working drives on the implement. Precise controllability of electric drives can significantly improve process quality & efficiency and also simplify the current drive designs consisting of multiple shafts, gears, joints, hydraulic hoses, valves etc. AGCO has a long history in researching and applying electric drives to agriculture machinery. Starting with a joint research project in 2001, AGCO brand Challenger has displayed an electrically driven self-propelled sprayer and Fendt has shown a prototype of a 130 kW electric power tractor using a 700 V DC link to provide electricity to implements at Agritechnica show 2013 [13].

4.6 In Depth Research on Energy Efficiency More than 50 % of the lifetime, tractor operating costs originate from fuel consumption. This shows that fuel efficiency and related to this GHG reduction has always been a key goal of agricultural equipment manufacturers to deliver customer satisfaction and advantages over the industries competition. Recently Fendt has conducted a collaborative project with other OEMs and various suppliers to evaluate in depth efficiency and energy flow analysis of mobile machinery [14]. The complete power flow from the fuel tank to every system was evaluated in real-world operating conditions. This has incorporated traction drive, hydraulic systems, steering, air conditioning, engine cooling system and all auxiliaries, electrical power, pneumatic machine systems and the engine itself. Big Data analysis tools were used to handle the massive amount of generated information. The research tractor allows real time view of all machine power flows. Selected data can be plotted over geo references using maps to visualize e.g. pulling

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force, use of hydraulic systems, engine or transmission power, fuel consumption etc. in real life farming operations of the tractor [15].

5 Summary The world population will continue to grow significantly and in parallel, diet habits are supposed to change towards more meat consumption. In contrary, the amount of cropland cannot grow accordingly. Therefore the global challenge for the future is to increase food production by 90% until 2050 in order to feed 2 billion more people. The agricultural industry will have to contribute with significantly improved technologies to resolve the food production gap. Emission challenges for agricultural engines are similar to the automotive industry, just timely delayed. However, two factors are putting additional burden on this industry. Special machine requirements are demanding at least an adaptation of existing engines or even dedicated engine developments. Due to the variety in applications the volumes per machine are significantly lower compared to the automotive industry resulting in higher emission related R&D cost. Additionally, the clearly lower development budgets compared to larger automotive companies are leading to an over proportional effort for emission compliance despite to the clearly lower contribution to the air pollution. So far, the agricultural industry has not only resolved this challenge but also demonstrated leadership in terms of transmissions, oil hydraulics and guidance systems.

References [1] FAO (The State of Food and Agriculture): How to Feed the World in 2050; HighLevel Expert Forum, Rome 12-13 October 2009. www.fao.org [2] FAO (The State of Food and Agriculture): World Agriculture: Towards 2015/2030. Summary Report; January 2015. www.fao.org [3] McKinsey Global Institute: Lions on the move: The progress and potential of African economies. July 2010. www.worldbank.org [4] Cooper, J., Dobson, H.: The benefits of pesticides to mankind and the environment. UK, January 2007. www.landcarenetwork.org [5] The International Bank for Reconstruction and Development: Farm Mechanization: A New Challenge for Agriculture in Low and Middle Income Countries of Europe and Central Asia. 2010. www.worldbank.org

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[6] Dr. Reiter, Heribert: Reducing CO2 emission in tractor application. 7th AVL International Commercial Powertrain Conference, May 2013, Helmut-List-Halle, Graz Austria. www.sae.org [7] VDMA: Market Perspectives 2014. Frankfurt, Germany, November 2013. www.vdma.org/landtechnik [8] United States Environment Protection Agency: EPA Certification Database. USA, 2009. www.epa.gov [9] Renius K. Th., R. Resch: Continuously variable Tractor Tranmissions. ASABE Distinguished Lecture Series No. 29 (2005), St. Joseph, MI. [10] N.N.: SIMA 2015: AEF ISOBUS Database Wins Award. AEF Press Release, Frankfurt, Germany, December 2014. www.aef-online.org [11] N.N.: Fendt GuideConnect: Two Tractors – One Driver. Fendt Press Re-lease, Marktoberdorf, Germany, September 2011. www.fendt.com [12] Pichlmaier, B., T. Buchner, K. Hafner: Leistungsflussmessungen am Traktor als Grundlage der Konzeption hybrider Antriebe (Measuring Tractor Powerflow as a Fundamental of Hybrid Drive Design). 4. Fachtagung Hybridantriebe für mobile Arbeitsmaschinen. Karsruhe, Germany, February 2013. [13] Pichlmaier, B., W. Breu, A. Szajek: Electrification of Tractors. In: Sonderausgabe ATZ offhighway, April 2014, p. 78-88. [14] Buchner, T.: Energetische Beurteilung von Antriebssystemen am Beispiel Traktor (Energetic Evaluation of Drive Systems using the Tractor as a Reference). TEAM Symposium, Frankfurt, Germany, September 2014. www.teammobilemaschinen.de [15] Pichlmaier, B.: Strategien für mehr Energieeffizienz (Strategies for more Energy Efficiency). In: Mobile Maschinen, September 2014, p. 18-21. [16] Ruckelshausen, A.: Autonome Feldroboter (Autonomous Field Robots). Lecture KTBL Tage, Automatisierung und Roboter in der Landwirtschaft, Erfurt, Germany, April 2010.

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