Verbrennungsmotoren: Grundlagen, Verfahrenstheorie, Konstruktion [2 ed.] 978-3-642-79115-4, 978-3-642-79114-7

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Alfred Urlaub

Verbrennungsmotoren Grundlagen, Verfahrenstheorie, Konstruktion Zweite, neubearbeitete Auflage

Mit 324 Abbildungen

Springer-Verlag Berlin Beideiberg GmbH

Prof. Dr.-Ing. Alfred Urlaub Institut für Verbrennungskraftmaschinen und Flugtriebwerke Technische Universität Braunschweig Langer Kamp 6 D-38106 Braunschweig

Das Buch ,.Verbrennungsmotoren" erschien 1987 und 1990 in 3 Bänden als Bd. 1: Grundlagen, Bd. 2: Verfahrenstheorie, Bd. 3: Konstruktion im Springer-Verlag.

ISBN 978-3-642-79115-4 ISBN 978-3-642-79114-7 DOI 10.1007/978-3-642-79114-7

(eBook)

Die Deutsche Bibliothek-CIP-Einheitsaufnahme Urlaub, Alfred: Verbrennungsmotoren : Grundlagen, Verfahrenstheorie, Konstruktion I Alfred Urlaub. - 2., neubearb. Aufl. - Berlin ; Heidelberg ; New York ; London ; Paris ; Tokyo ; Hong Koog ; Barcelona ; Budapest : Springer, 1994 ISBN 978-3-642-79115-4 Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder der Vervielfältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden ｆ｡ｾｳｵｮｧ＠ zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1995 Ursprünglich erschienen bei Springer-Verlag Berlin Deideiberg 1995

Softcover reprint of the hardcover 2nd edition 1995 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. Sollte in diesem Werk direkt oder indirekt auf Gesetze, Vorschriften oder Richtlinien (z.B. DIN, VDI, VDE) Bezug genommen oder aus ihnen zitiert worden sein, so kann der Verlag keine Gewähr für Richtigkeit, Vollständigkeit oder Aktualität übernehmen. Es empfiehlt sich, gegebenenfalls flir die eigenen Arbeiten die vollständigen Vorschriften oder Richtlinien in der jeweils gültigen Fasung hinzuzuziehen. Satzherstellung mit 'lEX: Lewis & Leins, Berlin SPIN 10129547 68/3020- 54 3 2 I 0- Gedruckt auf säurefreiem Papier

Vorwort

In der vorliegenden Schrift sind die vom Verfasser an der Technischen Universität Braunschweig abgehaltenen Vorlesungen über das Fachgebiet der Verbrennungskraftmaschinen in einer zusammenfassenden Darstellung wiedergegeben. Dem Vorlesungsautbau entsprechend ist das Buch in drei Teile gegliedert. Der erste Teil vermittelt dem Leser zunächst die thermodynamischen und verfahrenstechnischen Grundlagen der Motorentechnik, die es ihm schon ermöglichen, die Betriebsdaten eines Motors näherungsweise vorauszuberechnen. Außerdem erhält er auch einen Überblick über die vielfältigen Varianten der Motorgestaltung. Der zweite Teil beschäftigt sich dann mit eingehenderen theoretischen Untersuchungen der einzelnen Motorprozeßabschnitte. Solche theoretischen Analysen bieten die Möglichkeit, durch Parameterstudien funktionelle Zusammenhänge oft klarer darzustellen als durch die Auswertung der Ergebnisse von Motorversuchen, bei denen es häufig nicht gelingt, nur eine Einflußgröße zu variieren, ohne gleichzeitig auch andere Parameter zu verändern. Eine vernünftige Synthese von Versuch und Theorie ist also stets zu empfehlen. Der Verfasser möchte aber davon abraten, bei der Aufstellung von Rechenmodellen mit dem Ziel einer möglichst realitätsnahen Prozeßsimulation sofort alle Effekte zu berücksichtigen. Dabei wird nämlich häufig übersehen, daß auch die Resultate des umfangreichsten Rechenmodells nur so genau sein können wie die immer wieder zu treffenden Annahmen über die Randbedingungen, die in ihrer Vielfalt mit der Anzahl der Verfeinerungsschritte noch zunehmen. Bei den für alle Entwicklungsarbeiten besonders hilfreichen Parameterstudien ist aber die absolute Genauigkeit der Einzelergebnisse meist auch nur von untergeordneter Bedeutung. Es ist nur wichtig, daß sie relative Veränderungen deutlich erkennbar machen. Wird die Theorie vornehmlich mit dieser Zielsetzung eingesetzt, dann kann sie auch bei erträglichem Rechenaufwand schon einen äußerst wertvollen Beitrag leisten zur Unterstützung und Beschleunigung der letztlich immer noch notwendigen Prüfstandsarbeiten. Der dritte Teil behandelt schließlich die Konstruktion schnellaufender Motoren und die Berechnung ihrer Bauteile. Dabei werden die konstruktiven und rechnerischen Gundiagen in einer zwar sehr komprimierten, aber doch umfassenden auch ausreichend detaillierten Form erläutert. Sickte, im Herbst 1994

Alfred Urlaub

Inhaltsverzeichnis

Teilt. Grundlagen 1 Einführung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

1.1 Historische Entwicklung. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2 Arbeitsverfahren. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 7

2 Kreisprozesse. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 2.1 Idealprozesse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 2.2 Vergleichsprozesse. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11 2.3 Der vollkommene Motor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15 3 Der reale Motor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1 Der Gütegrad. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.1 Der Gütegrad der Verbrennung. . . . .. . . . . . . . .. . . . . .. . . . . . . . 3.1.2 Der Gütegrad des Brennverlaufs. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.3 Der Gütegrad des Heizverlaufs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.4 Der Gütegrad des Ladungswechsels. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 Der Liefergrad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2.1 Der Liefergrad beim Viertaktmotor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2.2 Der Liefergrad beim Zweitaktmotor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3 Der mechanische Wirkungsgrad. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4 Effektive Motorbetriebsdaten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

26 26 30 32 34 37 37 40 47 48

4 Zündung und Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Reaktionsmechanismen. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Zündung und Verbrennung im Ottomotor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Zündung und Verbrennung im Dieselmotor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

59 59 62 79

26

5 Gemischbildungseinrichtungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85 5.1 Gemischbildung im Ottomotor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85 5.2 Gemischbildung im Dieselmotor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 96

6 Aufladung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 111 6.1

Mechanische Aufladung ........................................ 111

viii

Inhaltsverzeichnis

6.2

Abgasturboaufladung ........................................... 113

7 Ausgeführte Motoren .............................................. 120

Teil 2. Verfahrenstheorie 8 Ladungswechsel . . . . . .. . . . . .. . . .. . . .. . . . . . . . . .. .. . .. . . . . . .. . . . . . . .. 171 8.1

Ladungswechselberechnungen ohne Berücksichtigung von Gasschwingungen ................................................. 171 8.2 Ladungswechselberechnungen mit Berücksichtigung von Gasschwingungen ....................................................... 187 8.2.1 Akustische Theorie ....................................... 187 8.2.2 Charakteristikenverfahren ................................. 204

9 Entflammung und Verbrennungsablauf . ............................ 219 9.1

Entflammung .................................................. 219 9.1.1 Thermische Entflammung ................................. 219 9.1.2 Entflammung durch Kettenreaktionen ...................... 226 9.1.3 Entflammung im Motor ................................... 228 9.2 Flammenausbreitung ........................................... 237 9.2.1 Flammen vorgemischter Gase ............................. 237 9.2.2 Diffusionsflammen ....................................... 241 9.2.3 Wärmefreisetzung im Motor .............................. 242 9.3 Abgasqualität. .................................................. 264 9.3.1 Abgasschadstoffe ........................................ 264 9.3.2 Abgasprüfverfahren und Schadstoffemissionsgrenzwerte ..... 266 9.3.3 Ursachen der Schadstoffemission .......................... 268 9.3.4 Maßnahmen zur Verbesserung der Abgasqualität ............ 279

10 Gemischbildungsvorgänge ......................................... 290 10.1 I 0.2 10.3 I 0.4 10.5 I 0.6

Einspritzverlauf ................................................ 290 Kraftstoffstrahlen .............................................. 297 Tropfenbewegung .............................................. 303 Kraftstoffverdampfung ......................................... 309 Brennraumgasströmungen ...................................... 317 Ladungsschichtung .............................................. 335

11 Motorkühlung ..................................................... 343 Il.1 Wasserkühlung ................................................ 343 11.2 Luftkühlung ................................................... 347 11.3 Wärmeübergang vom Arbeitsgas an die Brennraumwände ......... 352

Inhaltsverzeichnis

ix

Teil 3. Konstruktion 12 Vorbemerkungen .................................................. 357

12.1 Konstruktionsvorbereitungen .••••••••..••..•..•.•.••.•..••••.••• 357 12.2 Konstruktionsablauf •••..••.••••••••...••..•.•.•••••••••••••.••• 361 13 'Iiiebwerksdynamik . ................................................ 363

13.1 13.2 13.3 13.4

Bewegungsverhältnisse und Kräfte am Kurbeltrieb ••••.•••.•...•. 363 Massenausgleich •.•••••••.•..••.••••.•.•••..•••...••••.•••••••• 369 Drehmomentenausg1eich ...•.....•...•••.••.•.••..••••.•••••.••• 385 Torsionsschwingungen ••••...•.•............•.•...•••.••.•..•.. 394

14 Kolben ............................................................ 423

14.1 Gestaltung •••••.•..•.••....•.•......•.•••.....••.•.•••••.••... 423 14.2 Berechnung •••••.•.•••..•...•••.•..••.• 0000000000000000• 00. 000432 15 Pleuel 0000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000441

15ol Gestaltung 0000000. 000000000000000000000000000. 0000000000000000 441 15.2 Berechnung 0. 0. 00. 000. 00. 0•• 00. 000. 0•• 0000000. 0. 0•• 0••• 00•• 000442 16 Kurbelwelle 0000000•• 00000• 0000• 0000• 00• 00• 00000000000• 000• 00•• 0000 457

1601 Gestaltung 00. 0•• 0. 00. 0000. 0. 0000000000000000000. 000••• 00••• 0. 0457 1602 Berechnung 000000000000000000000000000000000000000000000000000 458 17 Lager 00. 0000. 0. 000000. 0000. 0. 00. 0000. 000000. 000000. 000. 0.•••••. 0•• 473

1701 Gestaltung 0000. 00. 000. 00000. 00000000000. 000000. 00000. 0•• 0••• 00473 1702 Berechnung 00000000000000000000000000000000000000000000000000. 475 18 Kurbelgehäuse 0•• 000000• 0• 000• 00• 00• 00000000000000000000• 0000000000486

1801 Gestaltung 0000000000000000000000000000000000000000• 000• 0000• 00 486 1802 Berechnung 000• 00• 000• 00• 0• 0000• 0•• 00000000000000000••• 0• 0•• 0• 488 19 Zylinder. 0000000000000000000000000000000000000000• 0• 0•• 000• 0•• 00. 0• 504

19.1 Gestaltung 0000000000000000000000000000000000000000000000000000 504 1902 Berechnung 0. 000. 00000. 000000000000000000000000000000000000000 507 20 Zylinderkopf 0000• 0000000• 00• 0• 000000000000000000000000000• 00000000 508

2001 Gestaltung •• 0•• 0•• 000• 0000000000000000• 0000000000000•••• 0••• 0• 508 2002 Berechnung 000000000000000000000000000000000000000000000000000 519 21 Ventiltrieb 000000••••••••• 0• 0• 00000• 000000000000000000000000•••.• 0• 00522

21.1 Gestaltung •• 0000000. 00••• 0• 0. 000000000000000000000. 00000000•• 0 522 2102 Berechnung 0• 0000• 000•. 000000000000000000000000000000000000000 529 22 Motorgesamtaufbau . 000••••••• 00000000000• 00000000000000• 0•• 00•• 0• 539

22.1 Pkw-Motoren. 0000000• 0000• 0000• 000•• 0• 0• 0000000000• 0•• 0000000• 539 2202 Nutzfahrzeugmotoren 000• 0• 000000000• 0• 00000000000000000• 000• 00 545

X

Inhaltsverzeichnis

Literaturverzeichnis .................................................. 553 Sachverzeichnis ....................................................... 563

Teil]

Grundlagen

1 Einführung

1.1 Historische Entwicklung Der Kolbenverbrennungsmotor ist heute und wohl auch noch auf lange Sicht die wichtigste Wärmekraftmaschine. Er überdeckt einen Leistungsbereich von etwa 100 Watt beim kleinsten Modellbaumotor bis hin zu 50 000 Kilowatt beim großen Schiffsmotor. Kennzeichnend für die Verbrennungskraftmaschine (Kolbenmotor mit intermittierender und Gasturbine mit kontinuierlicher Prozeßführung) ist die Tatsache, daß die in einem Kraftstoff vorhandene chemische Energie innerhalb des Arbeitsraums freigesetzt und ein Teil der thermischen Energie der Verbrennungsgase unmittelbar in mechanische Arbeit umgewandelt wird. Im Gegensatz dazu stehen die Wärmekraftmaschinen mit äußerer Verbrennung (Dampfmaschine bzw. Dampfturbine, Heißgasmotor), bei denen die thermische Energie der Verbrennungsgase dem Arbeitsmedium über einen Wärmetauscher zugeführt wird. Wenn man einmal von den vergeblichen Versuchen absieht, die schon im Jahre 1673 von Huygens und wenig später von Papin unternommen wurden, eine mit Schießpulver betriebene Kraftmaschine zu realisieren und wenn man auch die in der Praxis erfolglosen Bemühungen z. B. von De Rivaz (1807), von Brown (1823) und von Johnston (1841), der Dampfmaschine (Watt, 1769) einen mit innerer Verbrennung arbeitenden Motor als Konkurrenten gegenüberzustellen, unberücksichtigt läßt, dann kann man den Entwicklungsbeginn des Kolbenverbrennungsmotors auf das Jahr 1860 datieren. Seit dieser Zeit war nämlich ein von Lenoir gebauter Gasmotor auf dem Markt, der in seiner Triebwerkskonstruktion den Dampfmaschinen nachempfunden war. Bild 1.1 zeigt eine schematische Darstellung und Bild 1.2 das Druck-Volumen-Diagramm dieses Motors. Der Kolben saugte etwa in der ersten Hälfte seiner Hubbewegung ein LeuchtgasLuftgemisch an, das nach Abschluß der Einlaßschieber durch einen elektrischen Funken entzündet und verbrannt wurde, seine Expansionsarbeit auf den beidseitig wirkenden Kolben übertrug und bei geöffnetem Auslaßschieber durch den rücklaufenden Kolben als Abgas aus dem Motor entfernt wurde. Bei Leistungen in der Größenordnung von 1 bis 2 kW war der effektive Wirkungsgrad dieser Motoren, die als Zweitakter arbeiteten (zwei Kolbenhübe für ein Arbeitsspiel), bedingt durch die schon bei Umgebungstemperatur einsetzende Verbrennung und durch das geringe Expansionsverhältnis, mit etwa 4% noch sehr bescheiden. Einen wesentlich besseren effektiven Wirkungsgrad von etwa 10% erzielte Otto mit seinem atmosphärischen Gasmotor (1867), Bilder 1.3 u. 1.4. (Die Be-

4

I. Einführung

p

V

Bild 1.1. Lenoir-Gasmotor

Bild 1.2. p-V -Diagramm des LenoirGasmotors

V

Po Bild 1.3. Atmosphärischer Otto-Gasmotor

p

Bild 1.4. p-Y-Diagramm des atmosphärischen Otto-Gasmotors

zeichnung "Atmosphärischer Motor" ergab sich aus der nachfolgend beschriebenen Druckwirkung der Atmosphäre.) Da er aufgrund seiner Vorversuche die unmittelbare Einwirkung der hohen Verbrennungsdrücke auf einen Kurbelmechanismus nicht zu beherrschen glaubte, nahm er die Gravitation zur Hilfe. Der in einem stehenden Zylinder laufende und mit einer Zahnstange versehene Kolben wurde von seiner unteren Totpunktlage aus zunächst durch die im Schwungrad

l.l. Historische Entwicklung

5

2'

T

0

c

s

Bild 1.5. Einfluß der Ladungsverdichtung auf den Wirkungsgrad

gespeicherte Energie etwas angehoben, wobei er durch den von einem Schieber freigegebenen Einlaßschlitz das Gas-Luftgemisch ansaugte, das dann mittels einer ständig brennenden Gasflamme, die ebenfalls schiebergesteuert in den Zylinder eindringen konnte, entzündet wurde. Der Verbrennungsdruck schleuderte den Kolben, dessen Zahnstange durch einen Freilauf von dem Schwungrad entkoppelt war, bis zur Aufzehrung der Expansionsarbeit nach oben. Anschließend bewegte sich der nun über seine Zahnstange mit dem Schwungrad verbundene Kolben durch die Schwerkraft und anfanglieh noch unterstützt durch den im Zylinder entstandenen Unterdruck abwärts, wobei durch den mit einer Rückschlagklappe versehenen Auslaßkanal die Abgase ins Freie gelangten. Der im Vergleich zum Lenoirmotor bessere Wirkungsgrad dieses ersten (Zweitakt-)Ottomotors war auf sein größeres Expansionsverhältnis zurückzuführen. In den Arbeitsprozessen beider Motoren fehlte aber noch die für den Energieumsetzungsgrad so bedeutsame Verdichtung der Frischladung. Die positive Wirkung einer Ladungsverdichtung kann sehr anschaulich in einem Temperatur-Entropie-Diagramm dargestellt werden, Bild 1.5. Ausgehend vom Punkt 1 (Umgebungszustand T0 = T 1; p0 = p 1) möge der Ladung bei konstantem Volumen bis zum Punkt 2 hin eine Wärmemenge zugeführt werden, die im T-S-Diagramrn der Fläche a-1-2-b-a entspricht. Anschließend soll das Gas isentrop auf den Ausgangsdruck (Punkt 3) expandieren. Die für die mechanische Arbeit nicht verwertbare Abgasenergie entspricht dann der Fläche a-1-3-b-a. Eine Verdichtung der Ladung z. B. von 1 nach 1' bewirkt nun, daß bei gleich großer Wärmezufuhr (a-1-2-b-a = ｡ＭｬＧＲｾ｣Ｉ＠ die nach der Expansion zum Punkt 3' hin noch abzuführende Wärmemenge (Fläche a- I - 3'- c- a) deutlich kleiner und damit die Arbeitsausbeute größer wird als im ersten Fall. Dieses Prinzip der Ladungsverdichtung wurde 1876 von Otto mit seinem ,,Neuen Ottomotor" eingeführt. Gemäß Bild 1.6 arbeitete der Motor mit folgendem Prozeßablauf:

6

1 -2: 2-3: 3-4: 4-5: 5- 1:

I. Einführung

Ansaugen einer Gas-Luftmischung, Kompression der Ladung, Fremdzündung und Verbrennung (mit Expansion) der Ladung, Expansion der Verbrennungsgase, Restentspannung und Ausschub der Abgase.

Es war also ein Viertaktverfahren (vier Kolbenhübe für ein Arbeitsspiel), das von Beau de Rochas schon 1862 in einer Patentschrift beschrieben, von ihm jedoch nicht verwertet wurde. Durch die Vorveröffentlichung verfiel aber später Otto's Hauptpatent-anspruch, wodurch zweifellos die dann weltweit einsetzende, rasche Weiterentwicklung dieser Kraftmaschine gefördert wurde. Bereits im Jahre 1886 liefen die ersten Automobile mit Benzinmotoren, die zur gleichen Zeit, aber unabhängig voneinander, von Benz und von Daimler/Maybach entwickelt wurden. Um an dieser Stelle schon einmal die seit jener Zeit enormen Fortschritte im Automobilmotorenbau zu beleuchten, sei kurz erwähnt, daß die ersten Fahrzeugbenzinmotoren ein Leistungsgewicht von etwa 100 kglkW aufwiesen, wogegen die heutigen Werte bei 1 bis 2 kglkW liegen. Am Schluß dieses kleinen historischen Überblicks muß nun noch der erstmals im Jahre 1897 funktionsflihige und nach den Ideen von Diesel gebaute Motor besprochen werden. Auch hier soll die Funktionsweise anband eines p-VDiagrammes erläutert werden, Bild 1.7: 1 -2: Ansaugen der Verbrennungsluft, 2-3: Kompression der Verbrennungsluft, 3-4: Einbringung des Kraftstoffs, Selbstentzündung des Kraftstoffs und Verbrennung (mit Expansion) der Zylinderladung, 4-5: Expansion der Verbrennungsgase, 5- 1: Restentspannung und Ausschub der Abgase. Auch dieser erste Dieselmotor arbeitete also im Viertaktverfahren. Sein wirkungsgradmäßiger Vorteil gegenüber dem Ottomotor - ein Punkt, der später noch

p

o.T.

Bild 1.6. p-V-Diagramm des 4-TaktOttomotors

Bild 1.7. p-V-Diagramm des 4-TaktDieselmotors

u.T.

1.2. Arbeitsverfahren

7

genauer zu erörtern ist- resultierte u. a. aus dem erheblich größeren Verdichtungsverhältnis, das einerseits so hoch gewählt werden konnte, weil ja keine Gefahr der vorzeitigen Entzündung eines bereits vorhandenen Brenngasgemisches bestand, das andererseits aber auch hoch genug sein mußte, um den kurz vor Kompressionsende in den Zylinder eingebrachten Kraftstoff sicher zur Selbstzündung zu bringen. (Bei den ersten Dieselmotoren wurde der Kraftstoff mittels Druckluft, die von einem Kompressor erzeugt wurde, in den Zylinder eingeblasen. Das Prinzip der heute verwendeten Kraftstoffeinspritzanlagen konnte sich erst seit etwa 1930 durchsetzen.) Der Dieselmotor, der bereits bei seinem ersten störungsfreien Probelauf einen effektiven Wirkungsgrad von 30% erreichte, ist seit dieser Zeit bis auf den heutigen Tag die Wärmekraftmaschine mit der besten Energieausnutzung.

1.2 Arbeitsverfahren Die Motoren werden heute einmal nach dem Verbrennungsverfahren in Otto- und Dieselmotoren unterteilt. (Es sei hier nur nebenbei erwähnt, daß es auch sogenannte Hybridmotoren gibt, bei denen Verfahrensmerkmale des Ottomotors, z. B. die Fremdzündung, mit solchen des Dieselmotors, z. B. mit der dieseimotorischen Kraftstoffeinspritzung und Lastregelung, kombiniert werden.) Wie oben schon angesprochen, wird weiterhin nach dem Arbeitsverfahren, das heißt nach der Anzahl der Kolbenhübe (Takte) pro Arbeitszyklus unterschieden zwischen Zweitakt- und Viertaktmotor. In den Bildern 1.8 u. 1.9 sind noch einmal die Arbeitsabläufe für beide Verfahren dargestellt, wobei folgende Abkürzungen eingeführt wurden: VH VK o.T. = u.T. Aö

Zylinderhubraum, Kompressionsraum, oberer Totpunkt, unterer Totpunkt, Auslaß öffnet,

As Auslaß schließt, Eö Einlaß öffnet, Es Einlaß schließt, Sö = Spülschlitz öffnet, Ss Spülschlitz schließt.

Zu Bild 1.8, Zweitaktverfahren: I. Takt (u.T.-o.T.): Eintritt der durch eine Spülpumpe vorverdichteten Frischgase durch die Spülschlitze und Entfernung der Abgase durch die Auslaßöffnung, ·ab Ss weiterer Gasaustritt durch die noch geöffneten Auslaßschlitze (Vermeidung dieses Nachausströmens siehe später), ab As Kompression und kurz vor o.T. Beginn der Verbrennung.

2. Takt (o.T.-u.T.): Verbrennung und Expansion, ab AöVorauspuff, ab SöBeginn der neuen Spülung.

8

I. Einführung

Bild 1.8. Zweitaktverfahren

Bild 1.9. Viertaktverfahren

Zu Bild 1.9, Viertaktverfahren: l. Takt (o.T. -u.T.): Bei geöffnetem Einlaßventil Ansaugen der Frischladung. 2. Takt (u.T.-o.T.): Schließen des Einlaßventils und Kompression, kurz vor o.T. Beginn der Verbrennung. 3. Takt (o.T.-u.T.): Verbrennung, Expansion und ab AöVorauspuff. 4. Takt (u.T. -o.T.): Ausschub der Abgase.

2 Kreisprozesse

2.1 Idealprozesse Wie aus der Thermodynamik bekannt, wird bei vorgegebenen Prozeßgrenzen der beste Wirkungsgrad dann erreicht, wenn man den Kreisprozeß entlang dieser Grenzen führt und ihn durch zwei lsentropen schließt. Von der Natur ist uns die Umgebungstemperatur T0 als untere Temperaturgrenze vorgegeben. (Die Umgebungszustandswerte werden hier immer durch den Index 0 gekennzeichnet.) Wird als weitere Grenze eine Höchsttemperatur Tmax vorgeschrieben, dann gelangt man zu dem in Bild 2.1 dargestellten Camot-Prozeß

mit folgenden Zustandsänderungen: 1 -2: 2-3: 3-4: 4- 1:

Isotherme Kompression (Wänneabfuhr), lsentrope Kompression, Isotherme Expansion (Wännezufuhr), lsentrope Expansion.

Mit den Bezeichnungen Qzu;ab

W

T

=zu- bzw. abgefl.ihrte Wärmemenge, = Nutzarbeit

p

3

V Bild 2.1. Carnot-Prozeß im T-S- und p-V-Diagramm

I0

2. Kreisprozesse

gilt allgemein für den thermischen Wirkungsgrad 'Tlth = W = Qzu - Qab = 1 - Qab . Qzu Qzu Qzu

(2.1)

Beim Camot-Prozeß ist nun

Für den thermischen Wirkungsgrad erhält man also 'Tlrh earnm

= 1-

Tmin

(2.2)

-T . max

Dieser Kreisprozeß ist aber für einen Verbrennungsmotor völlig ungeeignet. Zum einen wären nämlich für eine auch nur annähernd isotherme Kompression des Arbeitsmediums bei Umgebungstemperatur, d.h. bei einem verschwindend kleinen Kühlungstemperaturgefälle, sehr lange Zeiten oder sehr große Wärmeaustauschflächen erforderlich. Weiterhin könnte die nachfolgende isentrope Verdichtung nur in einem zweiten Zylinder vorgenommen werden. Schließlich ist auch im Zylinder eines Kolbenmotors eine isotherme Verbrennung nicht zu realisieren. Das entscheidende Problem eines "Camot-Motors" ist aber die nur sehr geringe, innere hubraumspezifischen Nutzarbeit, die so klein ist, daß sie von den mechanischen Verlusten des Motors aufgezehrt würde. Die einfache Verifizierung dieses Sachverhaltes sei dem Leser überlassen. An dieser Stelle soll nur nachdrücklich darauf hingewiesen werden, daß für die Praxis nicht allein der Wirkungsgrad, sondern auch die erzielbare Hubraumarbeit ein sehr wichtiges Bewertungskriterium ist. Der in der Thermodynamik übliche und auch hier verwendete Begriff des "ldeai"-Prozesses ist jedoch nur für den Wirkungsgrad zutreffend. Zieht man nun weiterhin in Betracht, daß in einem Kolbenverbrennungsmotor die hohen Gastemperaturen während des Prozeßablaufes nur kurzzeitig auftreten und damit die Brennraumwandungen, die eine wesentlich geringere Mitteltemperatur annehmen, nicht unmittelbar gefährden, dann ist auch schon die Vorgabe einer oberen Temperaturgrenze wenig sinnvoll. Mit Rücksicht auf die Bauteilbeanspruchung ist es hier angebrachter, eine obere Druckgrenze vorzuschreiben. Wenn man so wie bei einer im offenen Kreislauf arbeitenden Gasturbine den Umgebungsdruck als untere Prozeßgrenze festlegen muß, dann ergibt sich der in Bild 2.2 dargestellte Joule-Prozeß

mit den Zustandsänderungen I -2: 2-3: 3-4: 4-1:

lsentrope Kompression, Isobare Wärmezufuhr, lsentrope Expansion, Isobare Wärmeabfuhr.

Für den thermischen Wirkungsgrad erhält man hier mit den Abkürzungen m = Arbeitsgasmasse,

Cp,v

= spez. Wärmen des Arbeitsgases,

K

=

Cp/Cv

11

2.2. Vergleichsprozesse

T

p

2

4 -Pmin=Po

s

V

Bild 2.2. Joule·Prozeß im T-S- und p-V-Diagramm

und mit

den Wert

Für die Temperaturverhältnisse kann geschrieben werden

Damit wird -1-

Ttth Joule -

(

I / !!.=.!. Pmax Pmin) •

(2.3)

Wie leicht nachzuprüfen ist, wäre dieser Wirkungsgrad besser als der eines Kreisprozesses nach Bild 2.1, dem bei p 1 = Po die gleiche obere Druckgrenze vorgegeben würde. Auch der Joule-Prozeß ist aber für einen Verbrennungsmotor noch ungeeignet, vor allem deshalb, weil die im Vergleich zum Carnot-Prozeß zwar schon deutlich größere, innere hubraum-spezifische Nutzarbeit immer noch sehr bescheiden ist. (Der Hubraum könnte ja nur bis zum Diagrammpunkt I mit Frischladung gefüllt werden.)

2.2 Vergleichsprozesse Wie schon erwähnt, ist bei einem Verbrennungsmotor als obere Prozeßgrenze der zulässige Höchstdruck vorzugeben. Im Gegensatz zur Gasturbine mit offenem

12

2. Kreisprozesse

T

p

s

V

Bild 2.3. Motorischer Grenzprozeß im T-S- und p-V-Diagramm

Kreislauf stellt hier der Umgebungsdruck aber keine natürliche Grenze dar, denn in einem abgeschlossenen Zylinder kann das Gas ja auch bis auf Werte unterhalb des Atmosphärendrucks expandieren. Vorgeschrieben ist nur weiterhin die Umgebungstemperatur als untere Prozeßgrenze. Bei Einhaltung dieser Grenzen käme man also zu der folgenden, in Bild 2.3 dargestellten Prozeßführung: 1 -2: 2-3: 3-4": 4"- 1:

Isentrope Kompression, Isobare Wärmezufuhr, Isentrope Expansion, Isotherme Kompression (Wärmeabfuhr).

Wegen der bereits erläuterten Schwierigkeiten einer isothermen Verdichtung bei Umgebungstemperatur (in Verbindung mit einer anschließenden isentropen Kompression) muß aber erstens auf die Nutzarbeitsfläche 1-4' -4" -1 verzichtet werden. Zweitens ist es auch vorteilhafter, die isentrope Expansion nur bis zum Diagrammpunkt 4 zu führen, denn die kleine Zusatzarbeitsfläche 4- 4'- 1 -4 rechtfertigt nicht die erheblich schlechtere Ausnutzung des Hubraums V"' der wieder so wie beim Joule-Prozeß nur bis zum Diagrammpunkt 1 mit Frischgas gefüllt werden könnte. Es käme übrigens noch hinzu, daß durch den längeren Kolbenhub mehr Energie durch die Kolbenreibung aufgezehrt würde als durch die Zusatzarbeitsfläche zu gewinnen ist. Als optimaler Grenzprozeß eines Verbrennungsmotors verbleibt also der Linienzug I - 2- 3-4 - I mit folgenden Zustandsänderungen: I - 2: 2-3: 3-4: 4- 1:

lsentrope Kompression bis zum zulässigen Höchstdruck, Isobare Wärmezufuhr, lsentrope Expansion, Isochore Wärmeabfuhr.

Leider berücksichtigt auch dieser Prozeß noch nicht alle motorischen Randbedingungen. So ist es beim Ottomotor unmöglich, das bereits im Zylinder vorhandene Luft-Kraftstoffgemisch bis auf den beanspruchungsmäßig zulässigen Druck zu verdichten, weil sonst die Verbrennung zeitlich völlig unkontrolliert durch

2.2. Vergleichsprozesse

T

p

13

3

s Bild 2.4. Gleichraumprozeß im T-S- und p-V-Diagramm

eine Selbstentzündung schon während der Kompression einsetzen würde. In der Praxis wird aber der Verdichtungsgrad durch die Gefahr einer klopfenden Verbrennung (siehe Kap. 4.2) noch wesentlich weiter eingeengt. Als eine zusätzliche Prozeßgrenze ist hier also das Verdichtungsverhältnis E = (VH + VK)/VK vorzugeben. Ist der einzuhaltende Höchstdruck groß genug, dann könnte die anschließende Wärmezufuhr im wirkungsgradmäßig optimalen Grenzfall bei konstantem Volumen erfolgen. Damit erhält man den in Bild 2.4 wiedergegebenen Gleichraum-Prozeß als Vergleichsprozeß für den Ottomotor mit den Schritten I -2: 2-3: 3-4: 4- I:

Isentrope Kompression mit vorgegebener Verdichtungshöhe, Isochore Wärmezufuhr, Isentrope Expansion, Isochore Wärmeabfuhr.

Beim Dieselmotor, der ja nur die Verbrennungsluft verdichtet, könnte man die Kompression theoretisch bis zur vorgegebenen Höchstdruckgrenze führen. Praktisch muß man aber auch hier mit einem kleineren Verdichtungsverhältnis arbeiten, da bei der anschließenden Verbrennung eine weitere Drucksteigerung nicht zu vermeiden, eine reine Gleichdruckverbrennung also nicht zu realisieren ist (siehe Kap. 4.3). Es ist deshalb sinnvoller, einen gemischten GleichraumGleichdruckprozeß, nämlich den sogenannten Seiliger-Prozeß

als Vergleichsprozeß für den Dieselmotor zu verwenden. Wie in Bild 2.5 dargestellt, arbeitet dieser Prozeß mit den Zustandsänderungen I- 2: 2-3: 3- 3*: 3* -4: 4-1:

Isentrope Kompression, Isochore Wärmezufuhr bis zur Höchstdruckgrenze, Isobare Wärmezufuhr, Isentrope Expansion, Isochore Wärmeabfuhr.

2. Kreisprozesse

14

Bild 2.5. Seiliger-Prozeß im T-S- und p-V-Diagramm

Für den Wirkungsgrad dieses Kreisprozesses erhält man hier lJth

__:_:_ __ __:_;__.:..._ Tl) = I - _ _ _Cv(T4Cv(T3 -Tz)+ Cp(T3• - T3)

oder etwas umgeformt

Mit den Abkürzungen T3. T3

P3· p,

P3 p,

1T=- = - .

'T=- =

VJ• -. VJ

können die Temperaturverhältnisse ausgedrückt werden durch

und durch T3

P3

P3PI

1T

-=-=--=-, e• p, Pz Pz Tz Für den Wirkungsgrad gilt dann schließlich lJthDiesel

1 = 1 - ---;:1 E

1TT• -

1T -

K

E

e•

+ K1T ('T -

1) ·

(2.4)

Beim Ottomotor-Vergleichsprozeß, der ja nur einen Grenzfall des SeifigerProzesses darstellt, erhält man dann mit T = 1 für den Wirkungsgrad 1Jth0tto

= 1-

1

e•-1.

(2.5)

2.3. Der vollkommene Motor

15

Der thermische Wirkungsgrad eines Gleichraumprozesses ist also nur noch abhängig vom Verdichtungsverhältnis und vom Isentropenexponenten.

2.3 Der vollkommene Motor Den vorangegangenen Wirkungsgradberechnungen lagen noch folgende Annahmen zugrunde: 1. Die spezifischen Wärmekapazitäten sind unabhängig vom Gaszustand. 2. Die Gaszusammensetzung bleibt während des Arbeitsprozesses unverändert. Die Verbrennung wurde also ersetzt durch eine äußere Wärmezufuhr und der Ladungswechsel durch eine äußere Wärmeabfuhr. 3. Die Arbeitsgasmasse bleibt während des Prozeßablaufes unverändert, was nur für den Ottomotor zutreffend ist. (Die sehr geringen Leckageverluste können wir vernachlässigen.) Die so ermittelten Wirkungsgradgleichungen geben zwar schon qualitativ richtige Hinweise auf die Auswirkung von Parameteränderungen. Bei genaueren Prozeßanalysen, die zum Beispiel Aufschluß geben sollen über das bei einem Motor noch vorhandene Entwicklungspotential, käme man aber zu irreführenden Ergebnissen, wenn man bei der Berechnung idealisierter Vergleichsprozesse nicht alle naturgesetzliehen Gegebenheiten berücksichtigen würde. Es wird dann also zwingend notwendig, sowohl die Temperaturabhängigkeit der spezifischen Wärmen (ihre Druckabhängigkeit ist zu vernachlässigen) als auch die Veränderung der Arbeitsgaszusammensetzung und beim Dieselmotor auch die der arbeitenden Gasmasse in Rechnung zu stellen. Schließlich sind auch noch die chemischen Gleichgewichtszustände, u.a. die Gleichgewichte einer Anzahl energiebindender Dissoziationsreaktionen, zu berücksichtigen, die bewirken, daß selbst bei ausreichender Verbrennungsluftmenge die chemische Kraftstoffenergie nicht völlig in thermische Energie umgewandelt werden kann. Ein Vergleichsprozeß, bei dem neben den motortechnischen Randbedingungen nun auch alle vorstehend genannten Naturgesetzlichkeiten beachtet werden, der aber sonst in der schon beschriebenen Weise als Gleichraum- oder Seiligerprozeß abläuft und außer dem thermodynamisch unvermeidbaren Abgaswärmeverlust keine weiteren Verluste aufweist, kennzeichnet den Prozeß eines vollkommenen Motors. Auf die Berechnung der chemischen Gleichgewichte, die bei der AufstelStelle lung des Arbeitsdiagramms, Bild 2.6, berücksichtigt wurden, soll an ､ｩｾｳ･ｲ＠ noch nicht eingegangen werden (siehe Kap. 9.3.3). Es sei nur kurz erwähnt, daß eine Vernachlässigung der Gleichgewichtszustände das Ergebnis der theoretischen Wirkungsgradermittlung beim Dieselmotor nur sehr wenig beeinflußt, beim Ottomotor aber einen Fehler von bis zu 5% ergibt. Auch ohne Berücksichtigung der Dissoziationsvorgänge ist der Wirkungsgrad eines vollkommenen Motors nicht mehr in geschlossener Form berechenbar. Man

16

2. Kreisprozesse

muß vielmehr, wie nachstehend gezeigt wird, von einem Diagrammpunkt zum andern fortschreitend die Zustandsänderungen der einzelnen Prozeßabschnitte ermitteln. Vorab sei aber noch auf folgendes hingewiesen: Bei den in einem Verbrennungsmotor auftretenden Gastemperaturen ist das bei der Reaktion entstehende Wasser immer als Dampf vorhanden, so daß wir bei der Wärmezufuhr nicht mit der Verbrennungswärme (früher oberer Heizwert genannt), sondern mit dem um die Verdampfungswärme des Verbrennungswassers geringeren (unteren) Heizwert Hu zu rechnen haben. Weiterhin bedingt eine bei der Verbrennung auftretende Molzahländerung einen kleinen Unterschied zwischen den experimentell bei konstantem Druck oder bei konstantem Volumen ermittelten Heizwerten. Die Differenzen sind aber bei den in einem Motor verwendbaren Kraftstoffen so gering, daß wir hier auf eine entspr,echende Kennzeichnung verzichten. Schließlich können wir auch den minimalen Unterschied zwischen dem auf die Normtemperatur (T0 = 288 K) und dem auf den Eispunkt bezogenen Heizwert unberücksichtigt lassen. (Wir werden nachfolgend die kalorischen Zustandsgrößen als Differenzen zu den Eispunktwerten einführen.) In Tabelle 2.1 sind die - abgerundeten - Heizwerte einiger Kraftstoffe zusammengestellt, wobei für Benzin und Gasöl eirt Mittelwert angegeben wird. Tabelle 2.1. Heizwerte Kraftstoff Benzin/Gasöl CH4 CH30H C2H50H H2 Hu in 106 J/kg :=::: 43 50 20 27 120

Wir wollen nun die Rechnungen für 1 kg Arbeitsgas durchführen und die darauf bezogenen thermodynamischen Werte durch Kleinbuchstaben kennzeichnen. Aus der Zusammenfassung des I. und 2. Hauptsatzes der Wärmelehre folgt zunächst für die Entropieänderung dq du + pdv ds=T= T ］ｃｶｔＫ､｣ｾＮ＠

dT

p

dT

R

(2.6)

Die Integration dieser Gleichung ergibt für die Entropiedifferenzzweier Zustandspunkte bei Bezug der kalorischen Zustandsgrößen auf T = 273 K (2.7) mit der Abkürzung f=

1T CvdT. T 273

(2.8)

Es muß noch darauf hingewiesen werden, daß bei unserer Arbeitsgasmischung zu rechnen ist mit

l'lv

0,55

I

0.45

0,40

"-

0,50

=85 } = 18 'Tlv = 0,54

=1.4

p3/ p1 E

Bild 2.6. Wirkungsgrade des vollkommenen Motors

0.60

I.= 2.0 1.8 1,6 1,4 1,2 1.0 --0.9

Beispiel: Dieselmotor mit

0,35 50

70

90

Gleichraumgrenzen (nur Gleichraumverbrennung)

110

h

130 p 3 /p 1

= 0.144

p 1 =1,013 bar T 1 :288 K c = 0,856

N

::::i

Q

0

a::

0

§

3

ｾ＠

E.


.A .-------+ (T./Tzsö) - I

(3.34)

Anhaltswerte für T,/Tzsö im Vollastbereich: (Ts/Tzsö)ouo ｾ＠

0,28, (T./Tzsö)Diesel:.::::: 0,40.

Der durch den Spülgrad ausgedrückte Spülerfolg ist abhängig vom Spülverfahren und von dem Verdrängungsvolumen, das von dem einströmenden Frischgas im Zylinder bei den Gaszustandswerten Pz und Tz eingenommen wird. Rechnet man nun wieder mit einem Kurzschlußanteil kdmF und mit sofortigem Wärmeaustausch zwischen Frischgas und Abgas, dann gilt für die Massenbilanz mFZ dmFZ = (l - k)dmF - -q>(l - k)dmF. (3.35) mz Dabei wird mit dem zweiten Ausdruck auf der rechten Gleichungsseite die in der Mischung aus dem Auslaß entweichende Frischgasmenge und mit dem

46

3. Der reale Motor

Faktor q> ::: l der Durchmischungsgrad berücksichtigt. (q> = l : Vollständige Vermischung der Frischgaselemente mit der Zylinderladung, q> = 0: Reine Verdrängungsspülung.) Mit dmFZ -mz

､ｾ＠ "s•

dmF

= Qo V H ､ｾ＠

"A•

mz

= QzZmVH

erhält man (3.36) In dieser Gleichung ist AAZ, berechnet aus poTz l - ｫｾ＠ AAz = - - --"A• PzmTo Zm

(3.37)

der auf den Zylindergaszustand und auf das mittlere Zylindervolumen bezogene, spülende Luftaufwand [6]. (Für den Grenzfall der reinen Verdrängungsspülung, d.h. für q> = 0, wird As = AAZ mit Asmax = l ). Nach Gleichung 3.33 war dTz Tz- Ts

=

Tzp0 l - kdX.A. ToPzm Zm

Daraus wird mit Gleichung 3.37 dTz Tz- Ts = dAAZ· Die Integration ergibt für den spülenden Luftaufwand AAz

= In

(Tzsö/Ts) - l (T JT _ 1 . ZSs s)

(3.38)

Aus der Integration der Gleichung 3.36 erhält man schließlich für den Spülgrad X.s =

.!..o - e-AAZ).

(3.39)

"'

mit Asmax = l. Damit liegen alle Werte fest zur Berechnung des Liefergrades mit Gleichung 3.12. Mit den unten angegebenen k- und q>-Werten erhält man recht gute Übereinstimmungen zwischen den mit (3.39) berechneten und experimentell ermittelten [6] Spülgraden. Tabelle 3.2. Kurzschluß- und Mischungsfaktoren bei verschiedenen Spülsystemen Spülart k

Querspülung ｾ＠

1,0

Umkehrspülung ｾＰＮＹ＠

Gleichstromspülung ｾｯＮｳ＠

3.3. Der mechanische Wirkungsgrad

47

Mit der Kenntnis des Liefergrades kann nun auch der mittlere indizierte Druck angegeben werden: (3.40)

3.3 Der mechanische Wirkungsgrad Die am Schwungrad verfügbare, effektive Nutzarbeit ist noch um die Summe aller mechanischen Verluste AWm geringer als die innere Arbeit. Die mechanischen Verluste setzen sich zusammen aus den Reibungsverlusten an den Gleitstellen (Kolben, Kolbenbolzen, Pleuel-, Kurbelwellen-, Nockenwellenlager usw.), der Arbeit zum Antrieb des Ventiltriebs und der Zusatzgeräte(Einspritz-, Kühlwasser-, Schmieröl-, Spülluftpumpe, Lüfter,Lichtmaschine usw.), den Strömungsverlusten (Pumparbeit der Kolbenunterseiten, Ventilationsarbeit der umlaufenden Bauelemente, Ölplanscharbeit). Wir wollen auch die mechanische Verlustarbeit mit dem Hubraum relativieren und den mittleren mechanischen Verlustdruck AWm Pm=-

VH

(3.41)

definieren. Für den mechanischen Wirkungsgrad gilt dann _p;-pm_ 1 Pm --- - -. p; p;

T)m -

(3.42)

Eine korrekte Ermittlung der mechanischen Verlustarbeiten ist nur möglich durch eine Druckindizierung, die den p;-Wert liefert, während der p.-Wert durch eine Messung des nach außen abgegebenen Drehmomentes bestimmt werden kann. An die Gasdruckmessung sind allerdings hohe Genauigkeitsansprüche zu stellen. Für Vergleichsuntersuchungen sind aber auch andere, einfache Meßmethoden oft schon sehr hilfreich. Eine dieser Methoden ist die in Bild 3.10 dargestellte Extrapolation der Willans-Linie, das ist der bei konstanter Motordrehzahl am Prüfstand ermittelte Verlauf des zeitlichen Kraftstoffverbrauchs in Abhängigkeit vom mittleren effektiven Druck. Wenn sich die inneren Wirkungsgrade mit der Belastung nur wenig ändern, was im unteren Lastbereich eines Dieselmotors meist der Fall ist, dann erhält man hier einen etwa linearen Verlauf der Kraftstoffverbrauchskurve, deren Verlängerung bis zum Schnittpunkt mit der Abszissenachse, d.h. bei rhK = 0, den mittleren mechanischen Verlustdruck für die jeweils untersuchte Motordrehzahl ergibt. Dieser Wert gilt natürlich nur für den Schwachlastbereich. Bei Vollast ergeben sich Abweichungen durch die höhere Gasdruckbelastung und vor allem durch die Unterschiede in den Kolbenlaufspielen und in den Temperaturen des Schmierölfilms an den Kolbenlaufflächen.

48

3. Der reale Motor )( )(

I

/ )(

n =const.

_,x'

,.x-:::

X""x""-Menwerte

Bild 3.10. Wil/ans-Linie

Eine andere und auch noch recht einfache Methode zur Abschätzung des PmWertes von Mehrzylindermotoren ist die Zylinderabschaltung. Hierbei wird die Kraftstoffzufuhr eines Zylinders unterbrochen und die Belastung so weit verringert, bis sich wieder die Ausgangsdrehzahl einstellt. Aus der Lastdifferenz kann dann Pm berechnet werden. Zur Mittelwertbildung sollte man diese Prozedur mit allen anderen Zylindern wiederholen. Für die Übertragung der Meßergebnisse auf den Normalbetrieb sind hier zunächst einmal die gleichen Einschränkungen zu machen wie oben. Es kommt aber noch hinzu, daß die nicht dem Pm-Wert zugeordneten Ladungswechsel-, Kühl- und inneren Strömungsverlustarbeiten des abgeschalteten Zylinders die Bilanz verfalschen. (Bei Motoren mit Abgasturboaufladung kann der abgeschaltete Zylinder durch eine Störung der Abgasströmungen auch noch die Leistung der übrigen Zylinder recht deutlich beeinflussen.) Als drittes Meßverfahren sei hier noch die Schleppmethode angeführt, bei der die zum Durchdrehen des ungezündeten Motors notwendige Antriebsleistung ermittelt wird. Sie ist mit allen bisher genannten Fehlern behaftet, erlaubt aber durch wiederholte Messungen mit einer schrittweisen Demontage des Motors eine sehr weitgehende Aufteilung der mechanischen Verluste. Die Auswertung solcher Schleppversuche ergibt für den mittleren mechanischen Verlustdruck Schnellaufender Viertaktdieselmotoren den Näherungswert Pm:::::: 0,07(E- 4)

n + 0,4 (cｉｾ＠ + 0,4IOOO

mit den Dimensionen Pm in bar, n in 1/min, Cm in m/s.

)2

(3.43)

3.4. Effektive Motorbetriebsdaten

49

3.4 Effektive Motorbetriebsdaten Unter Berücksichtigung aller vorstehend diskutierten Verluste erhält man für den mittleren effektiven Druck (3.44)

und für den effektiven Wirkungsgrad (3.45) Die effektive Leistung berechnet sich mit den üblichen Dimensionen - P. in kW, Pein bar, VH in I, n in 1/min- aus P. = p.VHzn = PeVHgD. 600-i 600-i

(3.46)

Hierin bedeuten: z VHg

= Zylinderzahl, = Gesamthubraum,

= Kurbelwellenumdrehungen pro Arbeitsspiel (Zweitakter: i = I; Viertakter: i 2).

=

Zur Kennzeichnung des energetischen Nutzungsgrades wird anstelle des effektiven Wirkungsgrades oft der auf die Zeit- und Leistungseinheit bezogene, effektive spezifische Kraftstoffverbrauch be in glkWh angegeben (Hu in Jlkg): be

= Ji1K = 3,6 · 109 Pe

(3.47)

Hu'Tle

Schließlich gilt noch für das am Schwungrad verfügbare Drehmoment M in Nm: M

=

60 Pe. 103

21Tn

= 50PeVHg. 1T · i

(3.48)

In der nachfolgenden Tabelle 3.3 sind die Bereichswerte (bzw. in Klammem die Mittelwerte) der wichtigsten Kenndaten ausgeführter Verbrennungsmotoren zusammengestellt. Diese Übersicht zeigt auch die hauptsächlichen Einsatzgebiete der verschiedenen Motoren, die sich aus sehr einsichtigen Gründen ergeben. So werden die im Aufbau sehr einfachen und in der Wartung recht anspruchslosen, kurbelkastengespülten Zweitakt-Ottomotoren bei allen Kleiostkrafträdern und auch bei den meisten Motorrädern der unteren Hubraumklassen verwendet, weil hiermit große Leistungskonzentrationen kostengünstig darzustellen sind, wohingegen der relativ schlechte Wirkungsgrad dieser Motoren, der u.a. bedingt ist durch Kraftstoffverluste beim Ladungswechsel, wegen des absolut geringen Kraftstoffverbrauchs von untergeordneter Bedeutung ist. Das gilt im Augenblick auch noch für die verhältnismäßig hohe Kohlenwasserstoffemission, die bei weiterer Verschärfung der Abgasgesetzgebung Schwierigkeiten bereiten könnte [7].

4-T.-Diesel

4-T.-Otto

2-T.-Otto

Iadung

Mit Auf-

2-T.-Diesel

········ ...........

Iadung

Auf-

Ohne

Typ

n 1/min

4000-8000

(1,1) 5-12

Cm

m/s

Schiff

Lok, Schiff

80-200

100-1600 1,7-3,2

-

400-800

1,0-1,3 10-200

16-26

(13)

(8,0)

(6,0)

2-5

6-12

(20)

(7,5)

(11,5) 2000-3000

(1,2)

1,0-2,0

Lkw, Bus

(25)

(6,5) (13,5) 4200-5000

1,0-1,1

0,3--0,6

Pkw

(45)

0,8-1,0 4500-7000

0,3--0,6

Pkw

(9,0)

0,8-1,0 5000-10000 12-20

10-16

(65)

(35)

20-50

8-20

(4,0)

(3,2)

(1,7)

(1,6)

(1,6)

-

Pe/YHg G/Pc kglkW kW/1

(60)

(5,7)

(5,0)

Pe bar

(9,5)

0,9-1,1 5000-10000 9-18

-

sfd

0,1--0,5

Motorrad

0,1--0,3

< 0,1

Kleinkraftrad

Motorrad

VH 1/Zyl

Haupteinsatzgebiet

Tabelle 3.3. Konstruktions- und Betriebsdaten heutiger Serienmotoren

ｾ＠

3:::

0

ｾ＠

w

!->

VI

0

3.4. Effektive Motorbetriebsdaten

51

Wenn neben der Leistungsdichte auch der spezifische Kraftstoffverbrauch (und die Abgasqualität) ein wichtiges Beurteilungskriterium darstellt, wie es bei den Pkw-Motoren der Fall ist, dann ist der Viertakt-Ottomotor die geeignetste Antriebsmaschine. Rückt der effektive Wirkungsgrad bei der Bewertung noch weiter in den Vordergrund, dann kommt nur noch der Dieselmotor zum Einsatz. Bei Fahrzeugmotoren (Pkw- und Nutzfahrzeugantriebe) und bei Mittelschnelläufern handelt es sich heute fast ausnahmslos um Viertakter. Vor allem wegen der für die Spülung aufzuwendenden Leistung ist es nämlich bei Motoren dieser Größenordnung kaum möglich, mit einem Zweitakter die guten Kraftstoffverbrauchswerte eines Viertakters zu erreichen. Es kommt noch hinzu, daß die höhere thermische Belastung des Kolbens und bei einer Spritzölschmierung auch das in die Steuerschlitze gelangende Schmieröl große Probleme aufwerfen können. Schließlich erschweren die bei einfachen Spülsystemen für einen guten Spülerfolg erforderlichen, relativ großen Spülluftmengen durch die Verkleinerung der Abgastemperaturen eine wirkungsvolle Abgasturboauftadung (siehe Kap. 6.2), die bei allen Mittelschnelläufern und in zunehmendem Maße auch bei kleineren Dieselmotoren angewandt wird. Als Großmotor (Schiffsmotor) wird aber nur der abgasturboaufgeladene Zweitakt-Dieselmotor eingesetzt. Hier entfallen nämlich alle die gegen den kleineren Zweitakter angeführten Argumente. Da die geringen Kolbengeschwindigkeiten und die langhubige Bauweise große hubraumspezifische Spülzeitquerschnitte ergeben, benötigt man nur verhältnismäßig kleine Spüldruckgefalle. Weiterhin garantieren die hervorragenden Spültechniken - man arbeitet meist nur noch mit der zwar aufwendigen, aber äußerst wirkungsvollen Gleichstromspülung -einen sehr guten Spülerfolg und zwar schon bei mäßigen Spülluftdurchsätzen, womit auch ausreichende Abgastemperaturen für den Einsatz des Abgasturboladers vorhanden sind. (Die bei der Abgasturboauftadung eines Zweitakters für den Start und für den Schwachlastbereich erforderlichen Zusatz-Luftverdichter erhöhen natürlich ebenfalls den Bauaufwand, was aber bei einem Großmotor von wesentlich geringerer Bedeutung ist als z.B. bei einem Lkw-Motor.) Insgesamt kann hier also der durch die doppelte Arbeitsspielzahl erreichbare Leistungsvorteil gegenüber dem Viertakter gut ausgenutzt werden. Schließlich ist durch den Betrieb mit großen Luftverhältniszahlen (X. :::: I ,8) auch die thermische Belastung der - intensiv mit Wasser gekühlten - Kolben zu beherrschen und das oben angedeutete Schmierungsproblem durch die Verwendung spezieller Zylinderschmieröle, die der Kolbenlaufbahn mit Ölern genau dosiert zugeführt werden, weitgehend eliminiert. Der effektive Wirkungsgrad der großen Dieselzweitakter mit einem derzeitigen Bestwert von Tle ｾ＠ 0,53 wird heute von keiner anderen Verbrennungskraftmaschine überboten. Die in der tabellarischen Übersicht wiedergegebenen Kenngrößen dokumentieren den gegenwärtigen Entwicklungsstand normaler Serienmotoren. Sie sind auch die wichtigsten Beurteilungskriterien für einen Vergleich unterschiedlicher Motorkonzepte. So ist der mittlere effektive Druck, der in erster Linie die Ausnutzung des Hubraums widerspiegelt, bei gleicher Prozeßführung und gleichem mechanischen Wirkungsgrad auch ein Maß für die spezifische Gaskraftbeanspru-

52

3. Der reale Motor

chung geometrisch ähnlicher Motoren. Bei einem korrekten Vergleich müssen aber auch die spezifischen Massenkraftbeanspruchungen Um berücksichtigt werden. Mit den Bezeichnungen m = Masse der Triebwerkselemente, a = Beschleunigung der Triebwerksteile, I = charakteristische Längenabmessung (z.B. Kolbendurchmesser d) kann man anschreiben ma

um=r· Bei geometrischer Ähnlichkeit gilt nun m ....., 13'

a ....., ln2 ....., I clm

r

Damit erhält man Um

= ｣ｯｮｳｴｾＮ＠

(3.49)

Eine Ähnlichkeit der mechanischen Bauteilbeanspruchung liegt also nur dann vor, wenn die mittleren effektiven Drücke und die mittleren Kolbengeschwindigkeiten gleich groß sind. Außerdem sind auch bezüglich der erreichbaren Liefergrade ähnliche Voraussetzungen nur bei gleichen Cm-Werten gegeben. Schließlich müssen auch die thermischen Belastungen miteinander verglichen werden. Sie können in erster Näherung quantifiziert werden durch die Kolbenflächenleistung P. -A Z

K

= const

p.zsd 2n d2 Z

= constp.cm.

(3.50)

Bei gleichem Arbeitsverfahren wird demnach auch die thermische Bauteilbelastung durch die Kenngrößen Pe und Cm beschrieben. Neben der KolbenflächenJeistung ist natürlich auch die Motorgröße ein wesentlicher Einflußfaktor für die thermische Beanspruchung, denn bei Vergrößerung der Brennraumabmessungen nehmen mit den Wärmeleitwegen bei gleichen p.- und Cm-Werten die Temperaturdifferenzen und damit die Wärmespannungen zu. Diesem Geometrieeinfluß wirken bei Großmotoren also auch die sehr mäßigen Kolbengeschwindigkeiten entgegen, die aber vor allem den Zylinder- und Kolbenringverschleiß mindern, was bei diesen Motoren neben der Kraftstoffwirtschaftlichkeit von entscheidender Bedeutung ist. Eine geometrische Ähnlichkeit verlangt u.a. die Gleichheit des Hub-Bohrungsverhältnisses ｾ＠ = sjd. Auch diese Kenngröße kann die Motorbetriebsdaten stark beeinflussen. Bei gleichem Arbeitsverfahren gilt für die Hubraumleistung

__

_....., P. PeCm VHg

s

3.4. Effektive Motorbetriebsdaten

Bei Einführung des

53

in die Hubraumgleichung, d.h. mit ｾＭｗ･ｲｴｳ＠

oder

ｾｖ＠ _g s"' _ Zl1

'

wird dann (3.51) Bei unveränderten Werten für Pe· stung Pe ) (V

Cm,

= const. p..cm.z. V Hg

Hg

VHg und z erhält man für die Hubraumlei-

I ---r. ｾ＠

(3.52)

3

Das gilt allerdings Die Hubraumleistung wächst also mit abnehmendem ｾＭｗ･ｲｴＮ＠ nur unter der Voraussetzung, daß dabei die Pe-Werte wirklich konstant - oder zumindest fast konstant - bleiben. Bei kurzhubigen Motoren beeinträchtigen aber die größeren Zylinderbohrungen und die damit verbundene Vergrößerung der Spaltraumanteile des Brennraums das Durchbrennverhalten der Zylinderladung und bei Dieselmotoren auch die Gemischbildung. Außerdem bedingt die Drehzahlsteigerung eine Zunahme der mechanischen Verlustarbeit, so daß insgesamt bei Viertaktern auch der Vorteil, etwas größere Ventilquerschnitte unterbringen zu können, durch die Verringerung von TJg und TJm bald überkompensiert wird. nach unten hin noch früher begrenzt durch den Bei Zweitaktern wird der ｾＭｗ･ｲｴ＠ bei gleichen Spülstromquerschnitten abnehmenden Nutzhubraum. Den Tabellenwerten ist noch zu entnehmen, daß sowohl die auf den Hubraum bezogene Leistung als auch das leistungsspezifische Motorgewicht mit wachsender Baugröße ungünstiger werden. Das ist sehr einfach zu deuten, denn bei konstanten Mitteldrücken und Zylinderzahlen erhält man schon bei Vorgabe unveränderter Cm- und ｾＭｗ･ｲｴ＠ für die Hubraumleistung als Funktion des Hubraums aus (3.51) Pe ) (V Hg

= const. - I p..cm.t.z

und für das Leistungsgewicht mit G

VHg

-"'Pe Pe

ｖｾｧ＠

1

•

(3.53)

3. Der reale Motor

54

den Zusammenhang

(PG) e

= const. ｖｾｧﾷ＠

!

(3.54)

ｰＬ｣ｭＮｾｺ＠

Betrachten wir nun auch noch den Einfluß der Zylinderzahl auf die Hubraumleistung bei Vorgabe des Gesamthubvolumens und konstanten Werten für Pe· Cm und ｾﾷ＠ Hier gilt (

Vｾ＠ Hg

= const.z 13 •

)

(3.55)

ｐ｣ﾷｃｭＮｾｖｈｧ＠

Wie diese Gleichung zeigt, bieten vielzylindrige Motoren mit kleineren Zylindereinheiten gegenüber weniger und größervolumigen Zylindern neben ihren Vorzügen hinsichtlich des Massenausgleichs und der Gleichmäßigkeit des Drehmomentenverlaufs auch die Möglichkeit, höhere Hubraumleistungen zu realisieren (bei Pe : : : : const !). Dem stehen aber die Nachteile größerer Fertigungs-, Wartungs- und Reparaturkosten gegenüber. Darüberhinaus ist auch das Verschleißverhalten ungünstiger, denn der zeitliche Zylinderbüchsen- und Kolbenringverschleiß wird, abgesehen von den Schmierverhältnissen, im wesentlichen bestimmt durch die Gasdruckbelastung des Kolbens (Pe) und durch den in der Zeiteinheit zurückgelegten Reibungsweg (cm), ist also bei gleichen Mitteldrücken und gleichen Kolbengeschwindigkeiten weitgehend unabhängig von der Zylindergröße. Das gilt jedoch nur für die absolute Verschleißrate. Die für die Lebensdauer maßgebliche relative, auf den Zylinderdurchmesser bezogene Abnutzung wird mit wachsendem Zylindervolumen kleiner. Ist das Verschleißverhalten eines der wichtigsten Beurteilungskriterien, dann ist es also vorteilhafter, den Gesamthubraum auf weniger bzw. größere Zylinder aufzuteilen. Zur Ergänzung der bisherigen Wirkungsgrad- und Leistungsanalysen sollen jetzt noch einige Überlegungen angestellt werden über die Betriebsdatenveränderung bei Variation der Motordrehzahl und der Motorbelastung. Bild 3.11 zeigt zunächst den für Otto- und Dieselmotoren in den Absolutwerten zwar unterschiedlichen, qualitativ aber ziemlich ähnlichen Verlauf der Vollast-Wirkungsgrade und -Mitteldrücke über der MotordrehzahL Geht man in erster Näherung davon aus, daß mit einer von der Drehzahl unabhängigen Luftverhältniszahl gefahren wird, dann bleiben auch die T]v- und Pv-Werte über der Drehzahl konstant. Der Gütegrad wird bei mittleren Drehzahlen ein Maximum erreichen. Kleinere Drehzahlen verschlechtern ihn durch die abnehmende Intensität der im Brennraum auftretenden Ladungsbewegungen, die für den Verbrennungsablauf von größter Bedeutung sind. Dazu kommt noch ein kleiner Anstieg der Kühlverluste, weil die Wärmeübergangszahlen mit den Gasgeschwindigkeiten bzw. mit der Motordrehzahl weniger stark verkleinert als die für den Wärmeübergang verfügbaren Zeiten vergrößert werden. Auch bei höheren Drehzahlen fallt der Gütegrad im allgemeinen wieder etwas ab, bedingt durch die Zunahme der Ladungswechselverlustarbeit und durch eine weiter verschleppte Verbrennung. Für den inneren Wirkungsgrad und für das Produkt PvlJg erhält man also die

3.4. Effektive Motorbetriebsdaten

: - - - - - - - - '1'1.

ｾ＠

I I I

Ｚｪｾ＠

55

Px

i

ｉｾＮ＠

I I n

n Bild 3.11. Vollastbetriebsdaten bei Drehzahländerung

ｾＭＮ＠ ｾＭＮＱ＠

ｾｖ＠

lJ 9

ｾＭＮＬ･＠

Dieselmotor

Bild 3.12. Wirkungsgrade bei Laständerung

in Bild 3.11 skizzierten Verläufe. Der mittlere indizierte Druck wird auch noch durch den Liefergrad mitbestimmt, der sowohl bei wachsender Drehzahl durch die ansteigenden Drosselverluste als auch bei fallender Drehzahl durch das Verschwinden des dynamischen Nachladeeffektes (siehe Kap. 3.2.1) kleiner wird. (Die Lage des AL -Maximums ist allerdings sehr stark abhängig von der Auslegung des Ansaugsystems.) Die mit der Drehzahl zunehmende Abweichung der effektiven Betriebsdaten von den indizierten Werten ist auf den Anstieg der mechanischen Verluste zurückzuführen. Bei einer Diskussion der Wirkungsgrad-Lastabhängigkeit ist auch schon bei einer nur qualitativen Darstellung, Bild 3.12, zwischen Diesel- und Ottomotoren zu unterscheiden. Beim Dieselmotor wird mit fallender Last die Luftverhältniszahl ständig größer, was bis zum Erreichen der Gleichraumgrenze in verstärktem Maße einen Zuwachs der TJ.-Werte zur Folge hat, siehe Kap. 2.3. Demgegenüber ist der Ottomotor wegen der bereits angedeuteten Schwierigkeiten einer Entftammung magerer Gemische nur mit mäßigem Luftüberschuß zu betreiben (z.Zt.

56

3. Der reale Motor

Pe

Pe

10

bar 10

8

8

6

6

bCi'r

4 2 0

ＧＭＴＰｾ＠

4

' - - b :300 ___!L_ • kWh

1000

Nutzfahrzeug- Dieselmotor

2

3000

5000

_n_ 1/min

0

1000

1500

2000

_n_ 1/min

Bild 3.13. Kraftstoffverbrauchskennfelder ausgeführter Motoren

Amax ｾ＠ 1,25), so daß der Wirkungsgrad des vollkommenen Motors bei Verringerung der Last durch eine >..-Erhöhung nur noch leicht zunehmen kann. Große Unterschiede ergeben sich auch im Verlauf des Gütegrades, der beim Dieselmotor mit kleiner werdender Last durch die relativ etwas höheren Kühlverluste nur leicht abfällt. Beim Ottomotor kommt aber noch hinzu, daß die zur Lastverringerung notwendige Drosselung des angesaugten Luft-Kraftstoffgemisches die Ladungswechselarbeit vergrößert und im untersten Teillastgebiet durch den erhöhten Restgasanteil auch der TJgsv-Wert verschlechtert wird, siehe Kap. 3.1.4. Insgesamt fällt hier also der Gütegrad mit der Last wesentlich stärker als bei einem Dieselmotor. Berücksichtigt man jetzt noch die mit der Motorbelastung etwas abnehmenden mechanischen Verluste, dann erhält man die Kurven für die effektiven Wirkungsgrade, die bei einem Dieselmotor gerade in dem für einen Fahrzeugantrieb so wichtigen Teillastgebiet die Ottomotorischen Werte deutlich übertreffen. Werden die bei verschiedenen Motordrehzahlen ermittelten Wirkungsgradkurven in einem Diagramm zusammengefaßt, dann gelangt man zu einer Kennfelddarstellung, in der neben dem Verlauf der Vollast-Mitteldrücke über der Drehzahl die effektiven Wirkungsgrade bzw. die effektiven spezifischen Kraftstoffverbrauchswerte als Kurvenparameter angegeben sind. In Bild 3.13 sind Beispiele solcher Kraftstoffverbrauchskennfelder für einen Pkw-Ottomotor und für einen Nutzfahrzeug-Dieselmotor wiedergegeben. Sie bestätigen sehr deutlich die oben angestellten Überlegungen. Es sei an dieser Stelle noch kurz erwähnt, daß man sich heute sehr intensiv bei den schon angesprochenen "Magerkonzepten" darum bemüht, einen Ottomotor im Teillastgebiet mit größerem Luftüberschuß zu betreiben, um so zumindest partiell die wirkungsgradmäßigen Vorzüge der Qualitätsregelung nutzen zu können [8]. (Konzepte für einen extremen Magerbetrieb sind die sogenannten Schichtladungsmotoren, bei denen versucht wird, auch bei einem im Mittel sehr großen Luftüberschuß durch eine "Schichtung" der Ladung den Zündkerzenbereich immer mit einer zündfähigen Mischung zu versorgen, siehe Kap. 10.6.) Dabei

3.4. Effektive Motorbetriebsdaten

57

entfallt aber die Möglichkeit, die NO,-Emission durch eine katalytische Abgasnachbehandlung zu verringern. Die heutige Katalysatortechnik verlangt nämlich für eine weitestgehende und in nur einem Katalysatorbett vollzogene Umwandlung der drei Schadstoffe Kohlenmonoxid, Kohlenwasserstoffe und Stickoxide in unschädliche Abgasinhaltsstoffe (Dreiwegkatalysator) einen ständigen Motorbetrieb mit einer Gemischzusammensetzung, die nur ganz minimal von der stöchiometrischen Mischung (X. = l) abweichen darf. Bei größeren X.-Werten bleibt der Katalysator für die Stickoxidreduktion wirkungslos. (Bei zu kleinen X.-Werten ist die Oxidation der unverbrannten Abgasbestandteile unzureichend.) Wenn nun im Teillastgebiet der Stadtfahrten, auf die die derzeitige Abgasgesetzgebung zugeschnitten ist, auch ohne eine katalytische Stickoxidreduktion die derzeit in den USA für alle Pkw-Größen und in Europa vorerst nur für die oberen Hubraumklassen gültigen NO,-Grenzwerte erreicht werden sollen, dann müßte das Gemisch sehr stark abgemagert werden (X.:=:::: 1,5), um durch die damit verbundene Absenkung der Verbrennungstemperatur schon die Stickoxidbildung in ausreichendem Maße zu unterbinden. (Für den Abbau der HC-Emission ist dann nur noch ein auch ohne X.-Regelung funktionierender Oxidationskatalysator erforderlich.) Aber selbst wenn ein so magerer Betrieb serienmäßig! realisiert werden könnte, bliebe der entscheidende Nachteil solcher Motorkonzepte, bei Annäherung an die Vollast wieder große Stickoxidmengen zu emittieren. Möglich wäre natürlich auch eine Kombination von Dreiwegkatalysator mit einem Magerbetrieb bei Teillast und einem Betrieb mit X. :=:::: I im oberen Lastbereich. Eine weitere Möglichkeit zur Verbesserung des Ottomotorischen Teillastkraftstoffverbrauchs besteht darin, die bei Teillast anwachsenden Ladungswechselverluste (und bei untersten Lasten auch die T]gsv-Abnahme) zu verringern. Das kann in relativ einfacher Weise dadurch geschehen, daß man die Kraftstoffzufuhr einer Zylindergruppe abschaltet. (Zum Beispiel durch Unterbrechung der Kraftstoffbelieferung von zwei Zylindern eines Vierzylindermotors oder von drei Zylindern eines Sechszylinders. Die Abschaltung einer ganzen Zylindergruppe ist mit Rücksicht auf die Gleichmäßigkeit der Zündfolge, die die Laufkultur des Motors mitbestimmt, zwingend erforderlich.) Die übrigen Zylinder müssen dann bei weiter geöffneter Drosselklappe mit höherer Last arbeiten, wodurch der Wirkungsgrad verbessert wird. Die Ergebnisse werden noch etwas günstiger, wenn man mit zwei getrennten Ansaugsystemen und Gemischbildungseinrichtungen und mit zwei Drosselklappen arbeitet. Hierbei kann die Drossel der nicht arbeitenden Zylinder voll geöffnet werden, womit die Ladungswechselarbeit noch kleiner wird. Weiterhin könnte man auch den nicht feuernden Zylindern die heißen Abgase der übrigen Zylinder zuführen, um so ein zu starkes Auskühlen der abgeschalteten Zylindergruppe zu verhindern. Die beste, aber auch aufwendigste Methode wäre die partielle Sperrung der Kraftstoffzufuhr bei gleichzeitiger Stillegung der Ventilbetätigung der nicht arbeitenden Zylinder, weil dann deren Ladungswechselarbeit völlig entfiele. Wie Versuche gezeigt haben [9], könnte man mit einer Zylinderabschaltung je nach Verfahrensprinzip im Teillastbereich eine 10 bis 20-prozentige Kraftstoffeinsparung erzielen. Durch die bei einer Zylinderabschaltung größere Ungleichförmigkeit der Drehmomentenabgabe wird aber das komfortable Laufver-

58

3. Der reale Motor

halten vielzylindriger Motoren stark beeinträchtigt und es bliebe abzuwarten, ob solche Verschlechterungen der Laufkultur vom Markt akzeptiert würden. Der Teillastkraftstoffverbrauch könnte schließlich auch dadurch verbessert werden, daß man das Verdichtungsverhältnis bei abnehmender Last, die die Gefahr einer klopfenden Verbrennung verringert (siehe Kap. 4.2), zum Beispiel durch einen im Zylinderkopf verschiebbaren Nebenkolben vergrößert [I 0], wobei die erhöhte Arbeitsgasdichte auch einen etwas magereren Motorbetrieb zuließe. Weitere Verbesserungen wären möglich, wenn zusätzlich noch die Drosselregelung ersetzt würde durch eine mit variablen Ventilsteuerzeiten realisierte Veränderung der Frischgasmengen [ II ]. Hält man etwa die Einlaßventile bei Teillast so lange auf, daß die nicht benötigte Ladungsmenge wieder ausgeschoben wird, die Kompression also vielleicht erst in der letzten Hälfte des Kolbenhubs beginnt, durch Anpassung des Verdichtungsraums aber wieder bis auf den ursprünglichen Endwert geführt wird, dann würden die gegenüber der Kompression relativ verlängerte Expansion und die weitgehende Eliminierung der Ansaugdrosselverluste den Wirkungsgrad im Schwachlastbereich um bis zu ca. 20 % erhöhen. (Eine nahezu verlustfreie Verringerung der Ladungsmenge ist selbstverständlich auch mit einem verfrühten Schluß der Einlaßventile zu erreichen. Im übrigen ergäbe eine Steuerzeiten-Verdichtungs-Regelung auch bei einem Dieselmotor noch etwas bessere Teillastwirkungsgrade als die Qualitätsregelung.) Obschon auf diesen Wegen also recht deutliche Kraftstoffeinsparungen zu erzielen sind, müßte natürlich sehr genau geprüft werden, ob derart komplizierte Konstruktionen unter dem Aspekt der Gesamtwirtschaftlichkeit noch sinnvoll sein könnten.

4 Zündung und Verbrennung

4.1 Reaktionsmechanismen Zur Einleitung einer chemischen Reaktion müssen die Reaktionspartner ein Mindestenergieniveau (Aktivierungsenergie) besitzen, das für die Aufspaltung bestehender Bindungen oder auch nur für die Verzerrung der Molekülstruktur zur Herstellung einer für den Reaktionsangriff günstigen Orientierung der Molekülbausteine benötigt wird. Da der Gesamtenergiegehalt einer Gasmasse nach den Gesetzen der Statistik auf die Einzelmoleküle verteilt ist (Maxwe/1-BoltzmannVerteilung [ 12]), gibt es immer nur eine bestimmte Anzahl von Molekülen der miteinander reagierenden Substanzen, deren Energiegehalt mindestens so groß ist wie die Aktivierungsenergie. Dieser Anteil wird mit zunehmender Gemischtemperatur sehr schnell vergrößert, so daß mit der Temperatur auch die Reaktionsgeschwindigkeit rasch anwächst. Die Umsatzgeschwindigkeit wird natürlich auch mitbestimmt durch die Anzahl der pro Zeiteinheit stattfindenden Molekülkollisionen, die wiederum abhängig ist von der Gasdichte bzw. vom Gasdruck. Schließlich ist auch die Zusammensetzung des Reaktionsgemisches für die Geschwindigkeit des Reaktionsablaufs von größter Bedeutung, denn ein Stoffumsatz kann ja nur durch eine Kollision von Reaktionspartnern ausgelöst werden. Bei einem starken Übergewicht der Konzentration des einen oder anderen Partners treffen aber bei vielen Zusammenstößen Moleküle der gleichen Art aufeinander und die wenigen Elementarreaktionen, die noch ablaufen, bleiben wirkungslos, weil die dabei freigesetzten Wärmeenergien zu klein sind, um die Nachbarschaft in ausreichendem Maße aufzuheizen und dort weitere Reaktionen beschleunigt in Gang zu setzen. Diese Überlegungen zeigen, daß eine schnelle (explosive) Verbrennung, die auch einen entsprechend raschen Druckanstieg zur Folge hat, nur innerhalb eines begrenzten, mit zunehmender Temperatur und meist auch mit wachsendem Druck sich erweiternden A-Bereiches möglich ist, siehe Bild 4.1. Bei einer zu fetten oder zu mageren Mischung kann sich eine durch noch so starke Mittel lokal eingeleitete Verbrennung nicht mehr fortpflanzen, d.h. die obere oder untere Zündgrenze (richtiger Flammenausbreitungsgrenze) ist erreicht. Es sei hier nur nebenbei erwähnt, daß die Reaktionsvorgänge auch dann verzögert werden, wenn außer den Reaktionspartnern noch Inertgasmoleküle vorhanden sind, die ja einen Teil der Stöße abfangen. Die Reaktionen verlaufen nun im allgemeinen nicht nach dem Schema, wie es durch eine Bruttoreaktionsgleichung dargestellt wird. Es ist ohne weiteres

60

4. Zündung und Verbrennung

T

p = const.

I

T Bild 4.2. Zündverzug

Bild 4.1. Explosionsgrenzen

klar, daß zum Beispiel die nur das Gesetz der Massenerhaltung zum Ausdruck bringende Gleichung für die Verbrennung von Heptan (4.1)

nicht den Reaktionsablauf beschreiben kann, denn die Wahrscheinlichkeit, daß 12 Moleküle gleichzeitig und in einer für die Reaktion geeigneten Konfiguration zusammentreffen, ist praktisch gleich Null. Die Umsetzung verläuft vielmehr über eine große Anzahl von Teilreaktionen, bei denen ein Dreierstoß (trimolekulare Reaktion) schon relativ selten ist [ 13]. Meistens erfolgt der Ablauf über bimolekulare Zwischenreaktionen, die auch durch monomolekulare Zerfallsreaktionen eingeleitet werden können. Ein sehr einfaches Beispiel ist die Knallgasverbrennung mit der Bruttoreaktionsgleichung

(4.2) Diese Reaktion verläuft etwa nach folgendem Schema [ 13]: (4.3) H+0 2 ｾ＠

OH+O,

(4.4)

O+H2 ｾ＠

OH+H,

(4.5)

OH+H2 ｾ＠

H+H 20.

(4.6)

Bei der Reaktion (4.3) handelt es sich um einen Dissoziationsprozeß, bei dem mit dem atomaren Wasserstoff zwei aktivierte Teilchen entstehen. Die Reaktionen (4.4) und (4.5) sind bimolekulare Kettenverzweigungsreaktionen, bei denen aus einem aktiven Teilchen zwei neue, nämlich der atomare Sauerstoff bzw. der atomare Wasserstoff und das Radikal OH gebildet werden. Reaktion (4.6) ist eine Kettenfortsetzungsreaktion mit Bildung des Endproduktes.

4.1. Reaktionsmechanismen

p

T

61

Reaktionsschema : ( R = Kohlenwasserstoffrest)

RH+0 2 - - o o o---ROOH•o o o R OOH

- - o o o - - H e HO+o o o

H C H0 - - o o o - - - C 0

+o o o

Bild 4.3. Mehrphasige Niedenemperaturentflammung

Der Stoffumsatz vollzieht sich also über Kettenreaktionen, bei denen anfänglich noch keine Wärmeenergie freigesetzt werden muß, wenn die Reaktionsenergie zunächst als Anregungsenergie von den aktivierten Zwischenprodukten aufgenommen wird. Durch Kettenverzweigungen kommt es zu einer starken Beschleunigung der Vorgänge, bis nach Ablauf der sogenannten Zündverzugszeit tzv die in der Zeiteinheit ablaufenden und schließlich auch Wärme entwickelnden Elementarreaktionen so häufig werden, daß durch die Temperatursteigerung eine sehr rasche, explosive Verbrennung der Ladung erfolgt. Die Zündverzugszeit ist umgekehrt proportional der Reaktionsgeschwindigkeit, wird also kleiner mit wachsender Temperatur und mit zunehmendem Druck, siehe Bild 4.2. Wie wir noch sehen werden, ist sie vor allem ftir die dieseimotorische Verbrennung von großer Bedeutung. Die außerordentlich komplexen Reaktionsmechanismen der Kohlenwasserstoffverbrennung sind heute erst in groben Zügen geklärt. Im Prinzip gilt etwa das folgende, in Bild 4.3 dargestellte Reaktionsschema [14]: In einer ersten Reaktionsphase entstehen über einige Zwischenprodukte Kohlenwasserstoffperoxide (ROOH), die nach Erreichen einer bestimmten Konzentration zerfallen. Dabei werden neben reaktionsbeschleunigenden Radikalen (Atomgruppierungen mit einzelnen, ungepaarten Elektronen) große Mengen an Formaldehyd (HCHO) gebildet. Dieser Zerfallsvorgang, bei dem nur ca. I0% der Kraftstoffenergie freigesetzt wird, ist durch das Auftreten einer Kaltflamme gekennzeichnet, deren Strahlung durch optisch angeregte Formaldehydmoleküle verursacht wird. Die Kaltflammreaktionen leiten dann über zur blauen Flamme, in der der Kohlenstoff weitgehend zu CO oxidiert, das dann in der Explosionsflamme zu dem Endprodukt C0 2 verbrennt. (Parallel zu diesen Reaktionen verlaufen die Umsetzungen zur Bildung des Endprodukts H2 0.) Da die ersten Vorreaktionen dieses in mehreren Schritten ablaufenden Prozesses schon bei relativ geringen Temperaturen in der Größenordnung von 600 K beginnen, spricht man hier von einer mehrphasigen Niedertemperaturentflammung.

62

4. Zündung und Verbrennung

4.2 Zündung und Verbrennung im Ottomotor Im Ottomotor ist schon bei Beginn der Verbrennung ein fertiges und weitgehend homogenes Kraftstoff-Luftgemisch vorhanden. Der Verbrennungsablauf wird also bestimmt durch die Mechanismen der Ausbreitung von Flammen in vorgemischten Gasen, wie sie zum Beispiel auch in einem Bunsenbrenner auftreten. Bereits während der Kompression beginnen die oben erwähnten Vorreaktionen, deren Produkte in den Auspuffgasen eines geschleppten Motors nachzuweisen sind [15]. Die Intensität dieser Vorreaktionen bleibt aber bei einem normalen Verbrennungsablauf durch die Beschränkung des Verdichtungsverhältnisses klein genug, um nicht schon vorzeitig einen explosiven Stoffumsatz herbeizuführen. Das erfolgt erst nach Auslösung des Zündfunkens, der einem kleinen Gemischvolumen eine sehr hohe Energie zuführt, wobei im Funkenplasma Temperaturen von mindestens 5000 K auftreten. Durch diese volumenspezifisch sehr große Energiezufuhr werden sofort sehr viele aktivierte Teilchen gebildet, so daß auch die verschiedenen Kettenreaktionen gleich mit großer Geschwindigkeit einsetzen und man praktisch eine einphasige (Hochtemperatur-) Entflammung erhält. Von der Zündkerze aus erfolgt dann eine Flammenausbreitung nach allen Richtungen, wobei dem Frischgasgemisch durch Wärrneleitung, Wärmestrahlung sowie durch die Diffusion aktiver Teilchen, die auch durch die Turbulenz der Zylinderladung weitertransportiert werden, die erforderliche Aktivierungsenergie zugeführt wird. Vom Beginn der elektrischen Entladung bis zu einem meßbaren Anstieg des Zylinderdrucks vergeht natürlich auch hier eine gewisse (Zündverzugs-) Zeit, denn das anfanglieh nur sehr kleine Flammenvolumen muß sich weit genug ausgebreitet und damit die Umsatzrate einen ausreichend großen Wert erreicht haben, um meßtechnisch als Druckanstieg registriert werden zu können. (Es ist üblich, den Brennbeginn durch den ersten meßbaren Verbrennungsdruckanstieg zu definieren.) Die Geschwindigkeit der Flammenausbreitung ist in ihrer qualitativen Abhängigkeit vom Druck, von der Temperatur und von der Gemischzusammensetzung vergleichbar mit den oben diskutierten Reaktionsgeschwindigkeiten. Bei Variation der Luftverhältniszahl erreicht sie bei leichter Gemischanfettung (X. ｾ＠ 0,9) ein Maximum (bei diesem X.-Wert ergeben sich die höchsten Verbrennungstemperaturen, vergl. Kap. 3.1.1) und wird - vor allem in der Anfangsphase der Verbrennung [4] - bei zunehmendem Luftüberschuß immer kleiner, bis schließlich das Durchbrennen der Ladung völlig ausbleibt. Selbstverständlich existiert eine solche Zündgrenze auch im Luftmangelgebiet, die aber für die Motorpraxis bedeutungslos ist. Bei Versuchen in Verbrennungsbomben wurde unter atmosphärischen Bedingungen für die Kohlenwasserstoffe und für die Alkohole die untere Zündgrenze bei Amax ｾ＠ 1,7 bzw. 2,2 ermittelt [16]. Bei einem Verbrennungsmotor, bei dem die Gemischzusammensetzung in den einzelnen Arbeitsräumen eines Mehrzylindermotors nie ganz gleichmäßig und innerhalb der Zylinder auch nicht völlig homogen ist, liegen heute die mittleren, mit Benzin noch ruckelfrei zu fahrenden Maximalwerte der Luftverhältniszahl je nach

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

63

Aufwand für die Gemischbildungseinrichtungen bei A = 1,15 bis 1,25. (In Laborversuchen wurden auch schon A-Werte von 1,6 gefahren [17].) Die Existenz dieser Zündgrenzen ist der Grund dafür, daß man bei einem Ottomotor nur die wirkungsgradmäßig ungünstigere Mengenregelung anwenden kann, da eine Gemischabmagerung sehr bald zu Zündaussetzern führt. (Bei der Wasserstoffverbrennung wurde in Bombenversuchen ein Grenzwert von Amax ｾ＠ 8 ermittelt [13]. Ein Wasserstoffmotor könnte demnach weitgehend so wie ein Dieselmotor, siehe Kap. 4.3, mit einer Qualitätsregelung arbeiten.) Zur Realisierung eines Magerkonzeptes wird nun versucht, ein sicheres Durchbrennen magerer Mischungen zu gewährleisten durch Verbesserungsmaßnahmen auf Seiten der Gemischbildung (Vergleichmäßigung der Gemischzusammensetzung und der Gemischhomogenität der einzelnen Zylinder), der Zündanlage (Hochleistungszündsysteme mit verlängerter Funkendauer, aber anfänglich sehr rascher Energiezufuhr zur Verringerung der Kühlwärmeverluste an den Kerzenelektroden), der Brennraumgestaltung und der Brennraumgasströmungen (eine gute Brennraumgeometrie und intensive Gasbewegungen erlauben höhere Verdichtungsverhältnisse, die wiederum die Zündgrenzen erweitern) und des Ladungswechsels (Verkleinerung des Abgasgehalts der Zylinderladung bei Teillast). Abnehmende Brenngeschwindigkeiten verschlechtem natürlich den Gütegrad des Brennverlaufs und schließlich auch den Umsetzungsgrad. Der Gütegrad T]g zeigt deshalb- auch mit Berücksichtigung der 1JgHv- Veränderung- die in Bild 4.4 skizzierte Abhängigkeit von der LuftverhältniszahL Ergänzt man die Darstellung durch die Verläufe des Wirkungsgrades und des mittleren Druckes eines vollkommenen Ottomotors, dann erhält man mit der zutreffenden Annahme, daß der Liefergrad und der mittlere mechanische Verlustdruck bei einer Variation von A praktisch unverändert bleiben, die eingezeichneten Kurvenverläufe für den mittleren effektiven Druck und für den effektiven Wirkungsgrad. Man sieht also, daß die höchste Motorleistung bei einem leichten Luftmangel (A ｾ＠ 0, 9) er-

Pe

-0.9

1,0

Bild 4.4. Mitteldrücke und Wirkungsgrade des Ottomotors in Abhängigkeit von der Luftverhältniszahl

64

4. Zündung und Verbrennung

reicht wird, während der beste Wirkungsgrad mit einer Luftüberschußzahl von A ｾ＠ 1, 1 bis 1, 2 (bei Magerkonzepten vielleicht mit A ｾ＠ 1,4) zu erzielen ist. Die in Verbrennungsbomben unter atmosphärischen Bedingungen gemessenen und stets bei einem kleinen Kraftstoffüberschuß auftretenden maximalen Flammenausbreitungsgeschwindigkeiten betragen für Luft-Kohlenwasserstoffmischungen etwa 2,0 m/s. Nur wenig größer sind die Brenngeschwindigkeiten von Alkoholen [ 18], während die Wasserstoffverbrennung rund dreimal schneller erfolgt [19]. Bei den motorischen Verhältnissen ergeben sich aber wesentlich größere Verbrennungsgeschwindigkeiten, die zum Beispiel für ein stöchiometrisches Luft-Benzindampfgemisch bei einer Motordrehzahl von 5000 1/min in der Größenordnung von 25 m/s liegen, was sich leicht aus den im Brennraum zurückzulegenden Flammenwegen und der dazu benötigten Zeit berechnen läßt. Neben den veränderten Gaszustandsanfangswerten besteht der entscheidende Unterschied zu den Bombenversuchen in den im Motor vorliegenden und schon beim Ansaughub erzeugten, sehr intensiven Ladungsbewegungen, die eine Zerklüftung der Brennfläche und damit eine starke Vergrößerung der Flammenoberfläche bewirken und zudem auch brennende Teilchen sehr schnell in das noch unverbrannte Gemisch befördern. Der Tatsache, daß diese Ladungsbewegungen mit wachsender Motordrehzahl verstärkt werden, ist es zu verdanken, daß die Verbrennung selbst bei hochtourigen Motoren innerhalb eines ausreichend kurzen Kurbelwinkelbereichs zum Abschluß gebracht werden kann. Die Einleitung der Verbrennung muß allerdings wegen des praktisch zeitkonstanten Zündverzugs mit zunehmender Motordrehzahl immer früher erfolgen, um den Energieumsatz nicht zu weit in den Expansionshub zu verschleppen. Auch eine Verringerung der Motorbelastung erfordert einen früheren Zündzeitpunkt, weil die Dauer der Entflammungphase vor allem durch die Verkleinerung der Gemischdichte und durch die Zunahme des Abgasgehalts der Zylinderladung vergrößert wird [4]. Zur Optimierung des Wirkungsgrades ist also eine last- und drehzahlabhängige Zündzeitpunktverstellung vorzusehen. Anders als die durch die Verbrennung lokal eingeleitete Drucksteigerung, die sich mit Schallgeschwindigkeit im Brennraum ausbreitet und deshalb eine praktisch gleichmäßige Druckänderung der gesamten Zylinderladung hervorruft, werden im Verlauf der Verbrennung erhebliche Gastemperaturgradienten auftreten, was zum Beispiel bei einer rechnerischen Untersuchung der Stickoxidbildung zu berücksichtigen ist. Diese Temperaturschichtung kann sehr einfach durch eine Betrachtung der Zustandsänderungen in einem T-s-Diagramm erklärt werden. Ausgehend von den Zustandswerten T 1, p 1 (Bild 4.5) soll durch die Verbrennung des ersten Gemischteilchens die Wärmemenge aQ freigesetzt werden. Läßt man die Kolbenbewegung und die Kühlverluste außer acht, dann wird dieses erste und nahezu bei konstantem Druck verbrennende Teilchen auf die. Temperatur

aufgeheizt In dieser Gleichung ist Gemischheizwert in J/kg.

Hug.m

der auf die Masseneinheit bezogene

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

65

T ,l!a_-

s Bild 4.5. Temperaturschichtung im Brennraum

Jetzt verbrenne die übrige Ladung bis auf ein kleines Restteilchen, wobei der Druck praktisch schon auf den Endwert p2 ansteigt. Das zuerst verbrannte Teilchen wird dann verdichtet auf die Endtemperatur

Das noch unverbrannte Restteilchen erreicht die Temperatur

Wird diesem Restteilchen nun wieder die Elementarwärmemenge .!lQ zugeführt, dann steigt seine Temperatur auf

T2e =Tl (P2) • + .!!..;;;.1.

PI

Hug,m.

Cp

Das zuerst verbrannte Gemischteilchen ist also nach Abschluß der Verbrennung um den Betrag

(4.7) heißer als das zuletzt verbrannte Teilchen. Dieser Temperaturunterschied wird zwar durch den Wärmeaustauch und durch die Gasbewegungen wieder etwas ausgeglichen, kann aber doch die Größenordnung von einigen hundert Grad annehmen. Die bisherigen Betrachtungen über den Ottomotorischen Verbrennungsprozeß bezogen sich auf einen normalen Verbrennungsablauf, bei dem die von der Zündkerze ausgehende Flamme nach und nach die gesamte Zylinderladung erfaßt und dadurch einen "weichen" Druckverlauf mit maximalen Drucksteigerungsgeschwindigkeiten von etwa 2 bar/°KW ergibt. Sehr wichtig ist aber nun auch

66

4. Zündung und Verbrennung

Klopfende Verbrennung

Normoie Verbrennung

Zündverzug

o.T.

o.T.

Bild 4.6. Zylinderdruckverlauf bei normaler und klopfender Verbrennung

die Beschreibung der Vorgänge, die abnormale und den Motor gefährdende Verbrennungserscheinungen hervorrufen können. Einer dieser unerwünschten Verbrennungsabläufe ist die sogenannte ..klopfende" Verbrennung. Hierbei werden die schon beim Verdichtungshub anlaufenden Vorreaktionen in dem jeweils noch unverbrannten Gemisch, das nach Einsatz der Verbrennung von der im Brennraum voranschreitenden Flamme durch Wärmeübertragung und Kompression immer weiter aufgeheizt wird, so stark beschleunigt, daß sie schließlich die letzten Frischgasanteile zu einer schlagartigen Selbstentzündung führen. Diese fast isochor verlaufende Endgasverbrennung bedingt natürlich sehr hohe Spitzendrücke - die weit über 100 bar liegen können - und einen sehr steilen Drucksprung, der sich in Form von Druckwellen im Brennraum ausbreitet (Bild 4.6) und sich dabei durch ein ..klingelndes" oder ..klopfendes" Geräusch bemerkbar macht. Während bei einer schwach klopfenden Verbrennung die Motorleistung durch die Verbesserung des Brennverlauf-Gütegrades noch etwas anwachsen kann, führt ein stärkeres Klopfen immer zu einem LeistungsabfalL Zum einen stellen nämlich die Druckwellen für sich schon einen kleinen Leistungsverlust dar, da sie ja einen gewissen Energiebetrag in Form von kinetischer Energie der gerichteten Schwingungsbewegung des Gases binden, die zum Teil mit den Klopfgeräuschen nach außen abgestrahlt wird, während der Rest erst später, das heißt zu einem thermodynamisch ungünstigen Zeitpunkt, wieder in Wärmeenergie zurückverwandelt wird. Die Druckwellen erhöhen aber auch den gasseitigen Wärmeübergang, wodurch die Kühlverluste zunehmen und die ansteigenden Brennraumwandtemperaturen den Liefergrad verringern. Gefährlich und deshalb unbedingt zu vermeiden ist aber eine länger anhaltende und durch das wachsende Brennraumwandtemperaturniveau immer größere Gemischreste erfassende klopfende Verbrennung wegen der erhöhten mechanischen und thermischen Beanspruchung der Brennraumbauelemente, die zum Beispiel durch Materialauswaschungen den Kolben zerstören kann. Mechanische Überbeanspruchungen können aber auch Lagerschäden hervorrufen. Die vorstehenden Betrachtungen über den Mechanismus der klopfenden Verbrennung fUhren zu folgender Aussage:

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

67

Für einen klopffreien Motorbetrieb ist es erforderlich, daß die Vorreaktionsgeschwindigkeiten klein genug bleiben oder die Flammenausbreitungsgeschwindigkeiten groß genug sind, um die normale Verbrennung abschließen zu können, bevor an einer Stelle des Endgases Selbstzündungsbedingungen auftreten! Unter Beachtung dieser sehr einfachen und dennoch ausreichenden Vorschrift soll nun einmal der Zusammenhang zwischen der Klopfgefahr und einigen betriebstechnischen und konstruktiven Parametern erörtert werden. Eine der wichtigsten Voraussetzungen für einen einwandfreien Motorbetrieb ist natürlich die Verwendung eines in seinem Selbstzündungsverhalten für den jeweiligen Motor geeigneten, also genügend klopffesten Kraftstoffes, bei dem die Vorreaktionsgeschwindigkeiten unter normalen Betriebsbedingungen klein genug bleiben. Ohne hier ins Detail zu gehen, sei nur kurz erwähnt, daß die Klopffestigkeit eines Kraftstoffes durch seine Oktanzahl ausgedrückt wird. Dieser Zahlenwert wird an einem speziellen Prüfmotor mit einem während des Betriebs veränderbaren Verdichtungsverhältnis ermittelt. Er gibt die Volumenprozente IsoOktan an, die sich in einer Mischung aus diesem sehr klopffesten Kohlenwasserstoff mit dem recht zündwilligen Normal-Heptan befinden müssen, um bei dem gleichen Kompressionsverhältnis, bei dem der zu untersuchende Kraftstoff mit einer bestimmten Klopfintensität verbrennt, auch die gleiche Klopfstärke einzuhalten. Wenn man jetzt berücksichtigt, daß die Geschwindigkeit der Vorreaktionen in sehr starkem Maße von den Gaszuständen und von der Gemischzusammensetzung abhängig ist, während die Flammenfortschrittsgeschwindigkeit, wie früher schon festgestellt, weit mehr durch die Intensität der Ladungsbewegungen bestimmt wird, dann können aus der oben generalisierend formulierten Aussage folgende Schlüsse gezogen werden: l. Einfluß betriebstechnischer Parameter auf das Klopfverhalten. Die Gefahr einer klopfenden Verbrennung wird * kleiner mit wachsender Motordrehzahl, weil die zunehmende Ladungsbewegung den normalen Verbrennungsablauf stark beschleunigt. Bei einem längeren Motorbetrieb im Höchstleistungsbereich kann das hohe Brennraumwandtemperaturniveau aber auch die Vorreaktionsgeschwindigkeiten so weit erhöhen, daß dadurch der positive Effekt der großen Wirbelgeschwindigkeiten überkompensiert wird. Das in einem Fahrzeugmotor dann auftretende, sogenannte Hochgeschwindigkeitsklopfen ist besonders gefährlich, weil es in dem übrigen Fahrgeräuschpegel untergeht und deshalb vom Fahrer nicht wahrgenommen wird. * kleiner bei Verringerung der Motorlast, weil mit den Brennraumtemperaturen auch die Vorreaktionsgeschwindigkeiten abnehmen. * kleine rmit Verspätung des Zündzeitpunktes, weil die dann etwas weiter in den Expansionshub verschleppte Verbrennung mit den Gastemperaturen auch die Vorreaktionsgeschwindigkeiten absenkt. * kleiner bei einer Abmagerung oder Anfettung des Gemisches, denn in beiden Fällen werden die Vorreaktionsgeschwindigkeiten, die etwa bei einer stöchiometrischen Gemischzusammensetzung ihr Maximum erreichen, verringert.

68

* *

4. Zündung und Verbrennung

größer mit zunehmender Temperatur und mit wachsendem Druck der Frischladung (hohe Außentemperaturen, Aufladung), weil dabei auch die Vorreaktionen schneller ablaufen. größer durch die Ablagerung von Verbrennungsrückständen, die einmal das Verdichtungsverhältnis erhöhen und zweitens durch ihre Wärmeisolationswirkung die Brennraumwandtemperaturen anheben können, was beides eine Beschleunigung der Vorreaktionen verursacht.

2. Einfluß konstruktiver Parameter auf das Klopfverhalten. Die Gefahr einer klopfenden Verbrennung wird * größer mit wachsendem Verdichtungsverhältnis, weil die zunehmenden Kornpressionstemperaturen die Vorreaktionen beschleunigen. * kleiner bei einer Verkürzung der Flammenwege, weil dann die Durchbrennzeit und somit auch die für die Vorreaktionen verfügbare Zeit verkürzt werden. Kurze Flammenwege sind zu realisieren durch möglichst kompakte Brennräume, durch eine zentrale Zündkerzenlage (wie bei Vierventilem) und durch kleine Zylindereinheiten. (Die bei großen Zylindern verlängerten Wärmeleitwege in den Brennraumwandungen erhöhen auch durch die Zunahme des Wandtemperaturniveaus die Klopfgefahr.) Sehr wirksam ist auch der Einsatz von zwei Zündkerzen, die die Flammenwege etwa halbieren können. * kleiner bei Anordnung der Zündkerze im Bereich des heißen Auslaßventils, weil sich dann die Flamme in Richtung auf die kühleren Brennraumzonen ausbreitet, die Vorreaktionsgeschwindigkeiten im Endgas also kleiner bleiben als bei der umgekehrten Flammenausbreitungsrichtung. * kleiner mit zunehmender Turbulenz der Zylinderladung, weil damit auch die Durchbrenngeschwindigkeit vergrößert wird. Hohe Brennraumgas-Strömungsgeschwindigkeiten sind zu erreichen mit drallerzeugenden Einlaßkanälen und (oder) mit sehr engen Quetschräumen, aus denen die Ladungsanteile bei der Annäherung des Kolbens an den oberen Totpunkt herausgedrückt werden. Die in diesen Quetschspalten verbleibenden Gemischmengen werden auch gut gekühlt, so daß hier die Gefahr einer klopfenden Verbrennung sehr gering ist. Leider besteht aber auch die Möglichkeit, daß diese Gemischteilchen nur unvollständig verbrennen, wodurch die Kohlenwasserstoffemission erhöht wird. Das bleibt allerdings von untergeordneter Bedeutung, wenn sehr strenge Emissionsvorschriften eingehalten werden müssen, denn in diesem Fall ist ohnehin eine katalytische Nachbehandlung der Abgase zur Verringerung der HC-Emission erforderlich. * kleiner beim Einsatz von Leichtmetallzylinderköpfen, die wegen ihrer - im Vergleich zu Graugußausführungen - besseren Wärmeleitfähigkeit einen Abbau lokaler Wandtemperaturspitzen bewirken und damit eine sonst vielleicht mögliche, kritische Endgasaufheizung verhindern können. Bild 4.7 zeigt zwei zwar schon etwas ältere Beispiele für die konstruktive Gestaltung klopffester Brennräume [ 15], die aber in sehr klarer Weise die oben genannten Forderungen nach einer kompakten Brennraumgestaltung, nach einer

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

Daimler -Benz- Motor

69

Rover- Motor

Bild 4.7. Brennräume hoher Klopffestigkeit

richtigen Zündkerzenlage und nach der Erzeugung heftiger Quetschströmungen erfüllen. Eine zweite Art unerwünschter Reaktionsabläufe ist die durch Glühzündungen ausgelöste Verbrennung. Sie werden hervorgerufen durch überhitzte Brennraumwandzonen (Zündkerzenelektroden, Auslaßventile, scharfe Brennraumkanten, Brennraumablagerungen), wenn deren Temperaturen Werte von etwa 1200K erreichen. Diese Glühzündungstemperatur liegt weit über der Selbstzündungstemperatur des Gemischs, denn die an einem weniger heißen Glühpunkt eingeleiteten Reaktionen haben durch die kühlende Wirkung der übrigen Zylinderladung und der benachbarten, kälteren Wandpartien kein ausreichendes Entftammungsvermögen. Eine lokale Brennraumwandüberhitzung kann sich zum Beispiel einstellen bei Fehlern im Kühlsystem. Die häufigste Ursache sind aber Verbrennungsrückstände von Kraftstoff- und Schmieröladditiven, die sich als dünne, an ihren Rändern sehr heiße Schuppen an den Wänden ablagern oder auch von den Wänden abgelöst als Heißpunkte im Brennraum umherschwirren. Schließlich kann auch die Verwendung von Zündkerzen mit einem für den betreffenden Motor zu geringen Wärmewert die Ursache von Glühzündungen sein. (Der durch die Kerzenfußgeometrie veränderliche Wärmewert ist ein Maß für die thermische Belastbarkeit der Zündkerze. Ist er zu klein, dann heizt sich die Kerzenfußzone im Vollastbetrieb des Motors zu stark auf und kann dann Glühzündungen herbeiführen. Der Wärmewert darf aber auch nicht zu groß sein, weil sonst am Kerzenisolatorfuß im Teillastbereich die zur Selbstreinigung, d.h. die zum Abbrand der stromableitenden Öl kohle- und Rußablagerungen notwendige Temperatur von etwa 700 K unterschritten wird, wodurch Zündaussetzer auftreten können.)

70

4. Zündung und Verbrennung

Für die Glühzündungen gibt es sehr vielfältige Erscheinungsformen, wie aus der nachstehenden Übersicht hervorgeht.

* * *

* * *

*

Frühe Glühzündungen bewirken eine Gemischentflammung schon vor dem Überschlag des Zündfunkens. Dabei ergeben sich zunächst nur erhöhte Gasdrücke und Gastemperaturen, die aber dann auch eine Klopfende Glühzündung einleiten können, bei der ein Gemischrest wieder spontan verbrennt, der Klopfvorgang durch eine Veränderung des elektrischen Zündzeitpunktes aber nicht zu beeinflussen ist. Späte Glühzündungen sind Entflammungen, die erst nach oder auch gleichzeitig mit der Einleitung der normalen Verbrennung auftreten. Sie könnten sich genau so wie der Einsatz von zwei Zündkerzen durch die klopfhemmende Wirkung einer vergrößerten Durchbrenngeschwindigkeit sogar positiv auswirken. Es besteht aber die Gefahr, daß die mit dem zeitlichen Energieumsatz erhöhten Gas- und damit auch erhöhten Glühpunkttemperaturen nach kurzer Zeit Beschleunigte Glühzündungen herbeiführen, das sind Glühzündungen, die in aufeinanderfolgenden Arbeitszyklen immer früher einsetzen und schließlich zu frühen Glühzündungen überleiten. Unregelmäßige Glühzündungen sind relativ frühzeitige Entflammungen, die in ungleichmäßiger Folge durch im Brennraum umherfliegende Ablagerungsteilchen ausgelöst werden. Als Rumpelnde Glühzündungen bezeichnet man die an mehreren Brennraumstellen auftretenden Glühzündungen, die durch den außerordentlich schnellen Energieumsatz sehr hohe und rasch ansteigende Gasdrücke hervorrufen, die das Triebwerk stark belasten und als ein verhältnismäßig niederfrequentes, ,,rumpelndes" Geräusch hörbar werden. (Die größte Geräuschintensität liegt im Frequenzbereich von 800 bis l 000 Hz. Demgegenüber haben die Klopfgeräusche einen Frequenzbereichvon 7000 bis 8000Hz.) Nachlauf-Giühzündungen treten, auch wenn vorher keine Glühzündungsbedingungen vorlagen, nach dem Abschalten der elektrischen Zündung eines hoch erhitzten Motors durch die bei kleiner Motordrehzahl großen Einwirkzeiten heißer Brennraumstellen in Erscheinung und bewirken ein meist unregelmäßiges, kurzes Nachlaufen des Motors.

Die für den Start eines normalen Verbrennungsablaufs notwendige Zündenergie wird auch heute noch sehr häufig durch eine im Aufbau recht einfache und daher kostengünstige, konventionelle Spulenzündanlage (SZ) bereitgestellt, bei der die Zündvorgänge ausschließlich durch mechanische Kontakte gesteuert werden [16]. Bild 4.8 zeigt den Aufbau einer solchen Zündanlage, die hier aus einem Akkumulator mit Energie versorgt wird. Sie besteht aus der Batterie, dem Zündschalter (Zündschloß), dem durch den Eingriff von Zündungs-Verstelleinrichtungen in

71

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

-- -- -- -- -- - - -- -- - - -,

I I

I Verteilerfinger

I

___ j

Bild 4.8. Konventionelle Batterie-Spulenzündung

seinen Wirkzeitpunkten veränderlichen Unterbrecher mit parallel geschaltetem Kontaktkondensator, der als Energiespeicher und als Transformator wirkenden Zündspule, dem Verteiler und den Zündkerzen. Bei geschlossenem Zündschalter wird der Primärkreis der Zündspule nach Kontaktschluß des Unterbrechers von einem stetig anwachsenden Strom 11 durchflossen. Der verzögerte Stromanstieg ist bekanntlich dadurch bedingt, daß das in der Primärwicklung mit der Induktivität L 1 (:::::: 10 mH) entstehende Magnetfeld eine der Batteriespannung U 8 entgegenwirkende Spannung U - -L di, I dt g-

(4.8)

induziert. Es gilt also die Differentialgleichung (4.9)

mit der Lösung (4.10)

Hierin ist R der ohmsehe Widerstand des Primärkreises und L 1/R die Zeitkonstante des Einschaltvorganges. Nach der Zeit t = 3L 1/R (:::::: !Oms) hat der Strom etwa 95% seines Endwertes (:::::: 4 A) erreicht. Die in der Primärspule gespeicherte magnetische Energie beträgt (4.11)

Wird der Primärstrom unterbrochen, dann bricht auch das Magnetfeld zusammen und induziert unter Auslösung eines Schwingungsvorganges in beiden Spulenwicklungen eine Spannung. Dabei wird im Idealfall die gesamte magnetische Energie in den Kondensatoren C 1 (:::::: 0,25 f.LF) undC 2 (Eigenkapazität der Sekundärspule und der anschließenden Zündleitungen :::::: lOOpF) als elektrische

72

4. Zündung und Verbrennung

Energie gespeichert. Die Energiegleichung lautet

2 2 I I 2 I 2L1l1 = 2C1U1 + 2C2U2. Mit dem Windungszahlenverhältnis w2 jw 1

U2

Ｈｾ＠

(4.12) 100) und mit

w2 = -U1 wi

(4.13)

erhält man aus Gig. 4.12 für den Scheitelwert der Sekundärspannung (4.14) Dabei ist

C'

= C1+ (

Ｚｾ＠

r

C2

(4.15)

die auf die Primärseite bezogene Gesamtkapazität Die Eigenfrequenz des Schwingkreises f=

I

21r.JL;C'

(4.16)

bestimmt die Steilheit des Zündspannungsanstiegs Ｈｾ＠ 500 V /f.LS). Die im Realfall (unvollständige Spulenkopplung, Dämpfungsverluste) maximal erreichbare Sekundärspannung, die über eine Schleifkohle dem umlaufenden Verteilerfinger zugeführt wird und von dort über eine kurze Funkenstrecke zu den Anschlußkontakten der Zündkerzenkabel gelangt, ist um 20 bis 30% geringer als der nach Gig. 4.14 berechnete Wert, bleibt aber mit 25 bis 30kV groß genug, um auch unter ungünstigen Randbedingungen einen Funkenüberschlag an den Zündkerzen sicherzustellen. Die gespeicherte Zündenergie liegt im Bereich von 50 bis I 00 mJ und ist damit um ein vielfaches größer als die zur Einleitung der Verbrennung benötigte Energie (0,1 bis 3,0 mJ) [20]. Die hohen Sekundärspannungen sind nur zu verwirklichen durch den Einsatz des Kontaktkondensators, der nach der Stromunterbrechung auf die im Primärkreis induzierte Spannung von etwa 400 V aufgeladen wird. Während dieses einige Zeit in Anspruch nehmenden Aufladevorganges wird dem Strom ein Ausweichpfad geboten und der Spannungsanstieg an den Kontakten verzögert, so daß sie sich inzwischen weit genug voneinander entfernen können, um ein Kontaktfeuern zu unterbinden. Ohne den Kondensator läge an dem sich öffnenden Kontakt sofort die volle, in der Primärspule induzierte Spannung an, wodurch ein starker Funke ausgelöst und mit der auf die Sekundärseite noch übertragbaren Zündenergie auch das Hochspannungsangebot verkleinert würde. Außerdem ergäbe sich auch ein sehr rascher Abbrand der Kontakte, die schon nach kurzer Zeit erneuert werden müßten. Wenn nun bei angeschlossener Kerze ein Zündfunke überspringt, dann bildet sich an den Kerzenelektroden nicht die volle Spannungsschwingung aus. Wie in

4.2. Zündung und Verbrennung im Ottomotor

73

---- Zündspannung

10 Unterbrecher zu

Unterbrecher auf

Unterbrecher zu

5 Funkendauer

- - - - Brennspannung

0 Ｍｾ＠

Bild 4.9. ｓ･ｾｵｮ､￤ｲｳｰ｡ｧｶｬｦ＠

bei einer Spulenzündung

Bild 4.9 dargestellt, bricht die Spannung schon im Verlauf der ersten Halbwelle im Augenblick des Funkenüberschlags sehr rasch zusammen und fällt durch die I kV) ab. Die Strombelastung der Zündenergiequelle auf die Brennspannung Ｈｾ＠ Überschlagsspannung (Zündspannung) für den durch Stoßionisation ausgelösten Zündfunken liegt zwischen 5 und 20kV. Sie nimmt zu mit wachsendem Gasdruck, vergrößertem Elektrodenabstand und bei Überfettung und Abmagerung des Gemisches, ist aber auch noch abhängig von der Elektrodenform, vom Elektrodenmaterial und von der Beschaffenheit der Elektrodenoberflächen. Die sehr kurzzeitige ( :S I JlS) Entladung der Sekundärkapazität erfolgt im sogenannten Funkenkopf mit Stromstärken bis zu 50 A. Im nachfolgenden und länger (0,5 bis 1,5 ms) andauernden Funkenschwanz, der durch die in der Spule noch verbliebene magnetische Energie weiter genährt wird, fließt nur noch ein sehr schwacher Strom (:S SOmA). Durch die Einwirkung intensiver Brennraumgasströmungen wird der Stromfluß im Funkenschwanz mehrfach unterbrochen und es kommt zu einer Anzahl von Folgefunken, die wegen der starken Vorionisation der Funkenstrecke nur noch einen kleinen Zündspannungsbedarf haben. Ihr erhöhter Energieverbrauch verkürzt aber die gesamte Brenndauer. Im allgemeinen wird die Verbrennung schon durch den Funkenkopf eingeleitet. Bei mageren Mischungen wird die Entflammung aber auch noch durch den Funkenschwanz unterstützt. Sobald die aus der Spule nachgelieferte Energie einen bestimmten Wert unterschreitet, reißt der Funke ab. Die noch vorhandene Restenergie wird durch die Dämpfung im Ausschwingvorgang verbraucht. Es wurde oben festgestellt, daß der bei Unterbrecherkontaktschluß einsetzende Primärstrom nach einer e-Funktion ansteigt. Da der sogenannte Schließwinkel des Unterbrechers (das ist der Drehwinkelbereich des Unterbrechernockens, in dem die Kontakte während eines Arbeitsspiels geschlossen sind) durch die Nockengeometrie vorgegeben ist, wird bei wachsender Motordrehzahl die Schließzeit der Kontakte verkürzt, der Primär-Endstrom also verkleinert. Dadurch fällt bei zunehmender Funkenfrequenz das Hochspannungsangebot (und die gespeicherte

74

4. Zündung und Verbrennung

30

Uz kV

20

10 Kontaktfeuern

00

6000

Kontaktprellen

12000

18000

21.000

Funkenzahl 1/min

Bild 4.10. Hochspannung als Funktion der Funkenfrequenz

Zündenergie) ab, siehe Bild 4.10 . Bei sehr rascher Funkenfolge - etwa ab 18000/min - kommt noch hinzu, daß der Unterbrecherkontakt durch die hohe Aufschlaggeschwindigkeit und durch die damit verbundene elastische Verformung der Kontaktflächen mehrmals zurückprallt, womit die Schließzeit noch weiter verringert wird. Auf der anderen Seite ist die Abhebegeschwindigkeit des Unterbrecherhebels bei Funkenzahlen unter 3000/min so klein, daß die Verzögerung des Spannungsanstiegs durch den Kontaktkondensator nicht mehr ausreicht, um ein Kontaktfeuern zu unterbinden, was ebenfalls einen Hochspannungsabfall zur Folge hat [21 ). Auf die Notwendigkeit einer Anpassung des Zündzeitpunktes an die wechselnden Motorbetriebszustände wurde früher schon hingewiesen. Die Zuordnung des Zündwinkels

0>

"

:::E

Bild 4.17. Prinzip einer Spulen-Magnetzündung

' ·-

Beginn des Zündvorganges in der Form zur Verfügung, die auch an den Kerzen benötigt wird. Deshalb erfolgt bei der durch einen Thyristor (Halbleiter-Stromtor) gesteuerten Entladung des Speichertransformators, dessen Ladespannung mit einem Zündtransformator auf die erforderliche Zündspannung angehoben wird, der Spannungsanstieg an den Kerzenelektroden um eine Größenordnung schneller als bei der Spulenzündung. In diesem hohen Spannungsgradienten liegt einer der Vorteile der HKZ gegenüber der SZ, da sich Verschmutzungen der Zündkerzen, das heißt Nebenschlußbelastungen, weit weniger auf die erreichbare Hochspannung auswirken, siehe Bild 4.16 [21]. Außerdem können die Bauelemente des Ladekreises so ausgelegt werden, daß die Hochspannung mit wachsender Funkenfolge nur sehr wenig abfallt, siehe Bild 4.10. Solche Zündanlagen eignen sich also vor allem für vielzylindrige, hochtourige Motoren (Rennmotoren), während sich ihre nur sehr kurze Funkendauer bei Pkw-Motoren nachteilig auswirken kann. Eine als Spulen- oder Kondensatorzünder ausgeführte Magnetzündung wird in all den Fällen angewandt, in denen man von einer Batterie unabhängig sein will (leichte Motorräder, Bootsantriebe, Rasenmäher usw.). Wie in Bild 4.17 für eine Spulen-Magnetzündung schematisch dargestellt, arbeitet sie mit einem umlaufenden und vom Motor angetriebenen Dauermagneten (Polrad), der im Zündanker

4.3. Zündung und Verbrennung im Dieselmotor

79

einen sich ständig ändernden magnetischen Fluß (Erregerfluß) erzeugt [16]. Dieser Wechselfluß induziert in der Primärwicklung der Zündspule eine Spannung und bei Kontaktschluß des Unterbrechers einen Strom mit einem magnetischen Feld, dessen Fluß (Ankerfluß) sich dem abfallenden Erregerfluß überlagert. Die Abnahme des Gesamtflusses wird also zunächst verzögert. Er bricht erst im Augenblick der Primärstromunterbrechung abrupt zusammen und induziert dabei in der Sekundärwicklung die im Gegensatz zur Batteriezündung mit der Motordrehzahl ansteigende Zündhochspannung. Kondensator-Batterie- und Spulen- oder Kondensator-Magnetzündanlagen können natürlich ebenfalls durch den Einsatz der Elektronik verbessert werden.

4.3 Zündung und Verbrennung im Dieselmotor Beim Dieselmotor wird der Kraftstoff unter hohen Drücken von etwa 250 bar (Vor- und Wirbelkammermotoren) bis zu ca. 1200 bar durch eine Einspritzdüse in die hochverdichtete Luft eingebracht, wobei die Kraftstoffstrahlen in eine Vielzahl unterschiedlich großer Tröpfchen zerfallen. Der Kraftstoff muß dann zunächst verdampft und mit der Luft vermischt werden, um den früher beschriebenen, mehrphasigen Entflammungsprozeß in Gang zu setzen. Die Güte der Kraftstoffzerstäubung ist abhängig von der Zähigkeit, der Dichte und der Oberflächenspannung des Kraftstoffes, von der Höhe des Einspritzdruckes, von der Düsengeometrie sowie von der Dichte und den Bewegungsverhältnissen der Brennraumluft Im Mittel liegen die nach den Gesetzen der Statistik verteilten Tropfengrößen bei der Einspritzung von Dieselöl in der Größenordnung von 20 J.Lm [23]. Die Verdampfungs-, Mischungs- und Zündvorgänge verlaufen im Bereich der einzelnen Tropfen nie völlig gleichmäßig. Dennoch werden aber die für eine Selbstzündung notwendigen Voraussetzungen bezüglich der lokalen Gemischzusammensetzungen und Gemischtemperaturen wegen der Vielzahl der Tröpfchen praktisch zur gleichen Zeit immer an mehreren Stellen des Kraftstoffstrahls vorhanden sein, so daß die Verbrennung auch stets durch mehrere Zündherde eingeleitet wird. Der weitere Verlauf der Energieumsetzung, bei dem die wachsenden Gastemperaturen die physikalische und chemische Voraufbereitung der Kraftstoffteilchen beschleunigen, der Selbstzündung aber wohl auch .,Fremdzündungen" durch brennende Gemischteilchen überlagert sind, ist sehr stark abhängig von der Art des Gemischbildungsverfahrens, siehe Kap. 5.2. Bild 4.18 zeigt eine schematische Darstellung der Verdampfung eines Kraftstoffteilchens und der Gemischentflammung. Zur Zeit t 1 sei die in. der Umgebung des flüssigen Teilchens vorhandene Gemischzusammensetzung durch den örtlichen Kraftstoffdampf-Partialdruck pk 1 gekennzeichnet. Der Verlauf der Gemischtemperatur sei durch T 1 dargestellt. Innerhalb der Gemischzone steigt also die Temperatur von dem an der Oberfläche des flüssigen Kraftstoffs vorliegenden Wert bis auf die Lufttemperatur an. Nach den früheren Ausführungen über die Reaktionskinetik ist die für die Einleitung einer explosiven Verbrennung erforderli-

80

4. Zündung und Verbrennung -c • Zündtemperatur

----al

Tz

Entflammung

t

Gemischtemperatur T

a =Minimum der Zünd temperatur b = Kraftstoffpartialdruck be1 kleinster Zünd temperatur c

= Lufttemperatur

t

Kraftstoff_ _ _ -b Partialdruck pK x = Abstand

von Tropfenoberfläche

Bild 4.18. Schema der Kraftstoffverdampfung und Entflammung

ehe Temperatur Tz bei vorgegebenem Gasdruck noch von der Gemischzusammensetzung abhängig. Der den pk 1-Werten entsprechende Verlauf der Entzündungstemperatur sei nun durch Tz 1 beschrieben. Man sieht, daß zur Zeit t 1 - und erst recht bei allen früheren Zeitpunkten - die Gemischtemperatur an keiner Stelle die Zündtemperatur erreicht. Wenn in diesem Augenblick das Kraftstoffteilchen schon völlig verdampft sein sollte, kommt es zu keinem explosiven Stoffumsatz. Dieser Fall kann eintreten, wenn im Schwachlastbetrieb eines Dieselmotors einzelne sehr feine Tröpfchen in Brennraumgebiete gelangen, wo sie weit entfernt von anderen Zündherden verdampfen und die Kraftstoffdämpfe dann so schnell durch die Umgebungsluft verdünnt werden, daß die Vorreaktionen abgebrochen werden. Man findet dann im Abgas Produkte eines unvollständigen Reaktionsablaufs wie zum Beispiel das sehr stechend riechende Formaldehyd. (Solche Reaktionszwischenprodukte - oder auch völlig unverbrannte Kraftstoffpartikel können aber im Teillastgebiet durch das verringerte Brennraumtemperaturniveau auch bei ungenügender Kraftstoffzerstäubung und bei einer Kraftstoffwandanlagerung emittiert werden.) In Bild 4.18 sind nun auch die Kurvenverläufe für den etwas späteren Zeitpunkt t2 eingezeichnet, in dem die Gemischtemperatur gerade die Entzündungstemperatur erreicht, so daß hier im Abstand xz von der Kraftstoffteilcheoberfläche die explosive Verbrennung einsetzt. Bild 4.19 zeigt links die Situation nach Einleitung der Verbrennung eines in ruhender Luft befindlichen Kraftstofftropfens. Er ist umgeben von einem Kraftstoffdampf-Luftgemisch mit den skizzierten Verläufen der Kraftstoff- und Sauerstoffpartialdrücke und der Gemischtemperaturen. Innerhalb des Gemischmantels vollziehen sich die mehrphasigen Vorreaktionsvorgänge, die dann im Abstand Xz von der Tropfenoberfläche zur Verbrennung überleiten, wobei die Kraftstoffkonzentration in der Brennzone bis auf Null abfällt. Jeder Kraftstofftropfen ist demnach von einer Gemischzone umgeben, in der alle Luftverhältniszahlen zwischen 0 und oo auftreten. Dabei gibt es natürlich auch immer einen Bereich mit einer brennfähigen Gemischzusammensetzung, so daß der Kraftstoff selbst bei einem im Mittel sehr großen A.-Wert entflammt werden kann, sofern nur die Brennraumlufttemperatur hoch genug ist (und sehr kleine Tröpfchen

4.3. Zündung und Verbrennung im Dieselmotor

81

Flammenzone

Krst. dpf.-

Run

I Run

x

Luftgemisch

I

I

t t

Luftströmung

Bild 4.19 Hochspannungs-Kondensatorzündung

nicht von zu großen Luftmengen umgeben sind, was aber immer nur für wenige Tröpfchen zutreffen kann). Im Unterschied zum Ottomotor existieren also beim Dieselmotor keine durch die Gemischzusammensetzung bedingten Zündgrenzen, wodurch es möglich wird, ihn mit der wirkungsgradmäßig erheblich günstigeren Gemischregelung (Regelung der Gemischzusammensetzung durch Variation der eingespritzten Kraftstoffmengen ohne Veränderung der angesaugten Luftmenge) zu betreiben. Nach Beginn der Verbrennung werden die inneren Gemischmantelbereiche durch die Brennzone verstärkt aufgeheizt. Diese Aufheizung löst in den sauerstoffarmen Gemischzonen Crack- und Dehydrierungsprozesse aus, wodurch Kohlenwasserstoffmoleküle bis auf ein Kohlenstoffskelett abgebaut werden können. Die relativ reaktionsträgen Kohlenstoffteilchen, die sich zu größeren Rußflocken zusammenballen, sind später nicht mehr vollständig zu verbrennen und werden als Schwarzrauch im Auspuff sichtbar. Eine Rußbildung ist also bei dieser Art der Tröpfchenverbrennung, bei der die Reaktionspartner in die Brennzone diffundieren müssen, gar nicht zu vermeiden. Die Höhe der Rußemission ist aber davon abhängig, inwieweit es gelingt, die entstandenen Rußteilchen nachträglich noch zu verbrennen. Da hierzu u.a. ein ausreichendes Sauerstoffangebot notwendig ist, muß ein Dieselmotor zur Begrenzung der Schwarzrauchintensität stets mit Luftüberschuß arbeiten. Bei sehr guter Gemischbildung kann eine RußgrenzenLuftverhältniszahl von A ｾ＠ I, 15 erreicht werden. Die Diffusionsflamme, die auch bei einer brennenden Kerze auftritt, ist nun sicher nicht die einzige Flammenform der Tröpfchenverbrennung im Dieselmotor. (Hier wird der übliche Begriff der Diffusionsflamme verwendet, obschon in einem Dieselmotor neben der Diffusion auch die turbulente Vermischung von mindestens gleichrangiger Bedeutung ist.) Die heftigen Brennraumgasströmungen bewirken nämlich eine Flammenverwehung, wie sie im rechten Teil von Bild 4.19 angedeutet ist. Dabei kann die Flamme auch völlig abreißen und dann vom Kraftstofftropfen aus durch ein jetzt schon weitgehend vorgemischtes Brenngas weiter genährt werden. Eine Rußbildung ist aber auch in diesem Fall nicht zu vermeiden, da stets auch Kraftstofftröpfchen in den sauer-

82

4. Zündung und Verbrennung

stoffarmen Bereich des heißen Abgasstromes einer Flammenfahne oder gar in die Flamme eines brennenden Teilchens gelangen und dort gecrackt werden [24]. Der zeitliche Verlauf der Energieumsetzung ist durch die drei in Bild 4.20 dargestellten Bereiche gekennzeichnet. Allgemein ist zunächst festzustellen, daß die Verbrennung zur Erzielung guter Wirkungsgrade wieder früh genug einzuleiten ist, wobei oft aber auch der Spitzendruck und vor allem die NO.-Emission mitberücksichtigt werden müssen. Mit der Einspritzung muß natürlich zum Ausgleich der Zündverzugszeit noch entsprechend früher begonnen werden. Der Zündverzug wird hier definiert als die Zeitspanne zwischen dem Einspritzbeginn und dem Augenblick des ersten meßbaren Verbrennungsdruckanstiegs. Er setzt sich zusammen aus der für die Bildung der ersten Gemischzonen (Strahlzerfall, Tropfenverdampfung, Vermischung von Luft und Kraftstoffdampf) und der für den Ablauf der Vorreaktionen benötigten Zeit. Man spricht deshalb auch von der physikalischen und der chemischen Zündverzugsteilzeit. Bei Brennbeginn ist schon eine gewisse Menge des inzwischen eingespritzten Kraftstoffs für die Verbrennung aufbereitet. Dieser Kraftstoffanteil wird in der Vorverbrennungsphase "A" sehr rasch umgesetzt, wobei die Umsatzrate nur durch die hohen Geschwindigkeiten der in der Explosionsflamme ablaufenden chemischen Reaktionen bestimmt wird. In der anschließenden Hauptverbrennungsphase "B" erfolgt der Umsatz weiterer Kraftstoffmengen, die aber erst noch vollständig für die Verbrennung aufbereitet werden müssen. Die - verlangsamte - Umsatzrate ist also in dieser Phase abhängig von der Geschwindigkeit der Gemischbildung, die in einem begrenzten Maße auch durch den zeitlichen Verlauf der Einspritzung gesteuert werden kann. Anders als beim Ottomotor wird dabei die Gemischbildung durch die Verbrennung beeinftußt, denn die anwachsenden Gastemperaturen beschleunigen die Kraftstoffverdampfung und der Druckanstieg kann sehr heftige Gasströmungen auslösen. Die für die Umsatzrate maßgeblichen Faktoren (Brennraumgasgeschwindigkeiten, Brennraumtemperaturniveau, Tröpfchengrößen) ändern sich mit der Motordrehzahl in der Weise, daß auch bei schnellaufenden Motoren die Hauptverbrennung früh genug abgeschlossen werden kann. In der Nachverbrennungsphase "C" verbrennt die Restkraftstoffmenge nur noch sehr schleppend, denn auch hier wird die Umsatzrate vor allem durch die Gemischbildungs- geschwindigkeit bestimmt, die aber jetzt bei verringertem Sauerstoffangebot und abgeschwächten Gasströmungen relativ klein ist. Außerdem geht natürlich auch die Reaktionsgeschwindigkeit wegen der nur noch geringen Konzentration der Reaktionspartner und der abnehmenden Gastemperaturen zurück. Die in der Vorverbrennungsphase freigesetzte Wärmeenergie ist nun ganz entscheidend für die Ganghärte (und für die Triebwerksbelastung) eines Dieselmotors. Ist nämlich die in dieser Phase fast schlagartig umgesetzte Kraftstoffmenge zu groß, dann führt das zu einem sehr steilen (und hohen) Druckanstieg und damit zu einer Verbrennung, die sich durch ein lautes, "nagelndes" Geräusch sehr unangenehm bemerkbar macht. Die Druckgradienten können dabei in ungünstigen Fällen Werte über 30bar/°KW erreichen. Im Unterschied zum Klopfen des

4.3. Zündung und Verbrennung im Dieselmotor

83

Spritzende

pritzbeginn

••e"

zv

"c"

Spritzdauer

O.T.

lj)EE

20

Bild 4.20. Einspritz- und Brennverlauf im Dieselmotor

Ottomotors erfolgt also das Nageln eines Dieselmotors am Anfang der Verbrennung. Die Vorschrift zur Realisierung eines möglichst ruhigen Einsatzes der dieselmotorischen Verbrennung kann wie folgt formuliert werden: Zur Vermeidung einer nagelnden Verbrennung müssen die innerhalb der Zündverzugszeitfür die Verbrennung aufbereiteten Kraftstoffmengen begrenzt werden! Man kann sich also darum bemühen, bei vorgegebener Zündverzugszeit die für die Einleitung der Verbrennung verfügbaren Kraftstoffmengenoder bei Vorgabe des zeitlichen Einspritzmengenverlaufs den Zündverzug klein genug zu halten. Betrachten wir jetzt auch den Einfluß einiger betriebstechnischer und konstruktiver Faktoren auf die Ganghärte eines Dieselmotors, dann ist die wichtigste Voraussetzung für einen möglichst ruhigen Ablauf der Verbrennung wieder die Verwendung eines - hier für den Dieselmotor - geeigneten, das heißt eines sehr zündwilligen Kraftstoffs. Die Zündwilligkeit eines Kraftstoffs wird ausgedrückt durch seine Cetanzahl, die in einem Prüfmotor ermittelt wird, bei dem der Zündverzug beispielsweise durch Variation des Kompressionsanfangsdruckes verändert werden kann. Sie gibt die Volumenprozente des sehr zündwilligen Cetans an, die in einer Mischung mit dem zündunwilligen a-Methylnaphthalin vorhanden sein müssen, um bei gleichen Prüfbedingungen den Zündverzug des zu untersuchenden Kraftstoffes zu erreichen. l. Einfluß betriebstechnischer Faktoren auf die Ganghärte. Die Ganghärte eines Dieselmotors * läßt sich in Abhängigkeit von der Motordrehzahl nicht eindeutig beschreiben, da hier eine Anzahl unterschiedlich wirkender Einflußfaktoren zu berücksichtigen ist. So kann der Zündverzug bei größerer Drehzahl durch das erhöhte Brennraumtemperaturniveau und durch die intensiveren Luftbewegungen (Beschleunigung der Kraftstoffverdampfung) verkürzt werden. Andererseits könnte er auch verlängert werden, da mit der Einspritzung schon früher im Kompressionshub begonnen werden muß. Außerdem könnte sich eine verstärkte Luftbewegung auch durch eine raschere Kraftstoff-Luftverteilung

84

* *

*

4. Zündung und Verbrennung

negativ auf die Ganghärte auswirken. Die mit der Drehzahl anwachsende Einspritzpumpen-Kolbengeschwindigkeit erhöht auch den Einspritzdruck, wodurch die während des Zündverzugs aufbereitete Kraftstoffmenge wegen der verbesserten Strahlauflösung und der zeitlich erhöhten Einspritzrate zunimmt. (Zu Beginn der Einspritzung wird der Einspritzdruckverlauf allerdings noch nicht sehr stark verändert.) Die Erhöhung des Düsendruckgefälles ist nämlich für den Zündverzug nur von untergeordneter Bedeutung, da die Zerstäubungsfeinheit der die Verbrennung einleitenden, kleinsten Tröpfchen dabei kaum verändert wird. Schließlich könnte die größere Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle den auf den Kurbelwinkel bezogenen und die Ganghärte mitbestimmenden Druckgradienten dp/d

0\

118

6. Aufladung

rasch abfallen. Das ist besonders für den Einsatz im Fahrzeugmotore in großer Nachteil der Abgasturboaufladung, da sie die im unteren Motordrehzahlbereich realisierbaren Drehmomente stark begrenzt. Außerdem wird auch das Beschleunigungsverhalten aus dem Schwachlastgebiet heraus dadurch stark beeinträchtigt, daß der bei geringer Last nur mit kleiner Drehzahl laufende Lader praktisch keine Luftverdichtung bewirkt und erst über eine vergrößerte Abgasmenge und eine höhere Abgastemperatur auf eine größere Drehzahl gebracht werden muß. Die Luftversorgung des Motors hinkt also der Leistungsanforderung hinterher. Wie aus Bild 6.5 abzulesen ist, könnte man einfach durch eine Verengung des Turbinenströmungsquerschnitts, die den Turbineneintrittsdruck erhöht, dafür sorgen, daß auch schon bei kleineren Massenströmen (Motordrehzahlen) ausreichende Ladedrücke aufgebaut werden. Ohne Gegenmaßnahmen würden sich aber dann im oberen Drehzahlbereich viel zu große Ladedrücke einstellen. Bei Pkw-Motoren geht man heute den Weg, die Ladedrücke bei hohen Drehzahlen durch ein Bypassventil zu begrenzen, das einen Abgasteilstrom unter Umgehung der Abgasturbine in den Auspuff leitet. Bei den kleineren Betriebsdrehzahlspannen von Nutzfahrzeugdieselmotoren ist es oft ausreichend, die Turbinenleistung im Nenndrehzahlbereich durch Erhöhung der Luftverhältniszahl, also durch Absenkung der Turbineneintrittstemperatur zu drosseln. Energetisch günstiger wäre aber in jedem Fall eine Regelung der Abgasturboladergeometrie. Wir sind bisher davon ausgegangen, daß die Motorabgase in einer relativ großvolurnigen Abgassammelleitung zunächst auf einen fast konstanten Druck aufgestaut wurden (Stauverfahren), ihre anfängliche kinetische Energie also weitgehend verwirbelt wird. Diese Verwirbelung entspricht einer Drosselung, so daß die der Zwickelfläche 4- h- g- 4 (Bild 6.3) zugehörige Arbeit zum großen Teil nicht genutzt wird. (Nur ein kleiner Bruchteil wird durch die Erhöhung der Abgasenthalpie in der Turbine zurückgewonnen.) Beim sogenannten Stoßverfahren ist man darum bemüht, die hohen Ausströmgeschwindigkeiten durch die Verwendung verhältnismäßig enger Verbindungsleitungen zwischen den Motorauslaßkanälen und der Turbine aufrechtzuerhalten, die Turbine also mit den im Rhythmus der Auspuffstöße die Abgasleitung durcheilenden Geschwindigkeitsund Druckwellen zu beaufschlagen. Wenn auch bei diesem Verfahren Verwirbelungsverluste natürlich nicht völlig zu vermeiden sind (zum Beispiel durch den Querschnittssprung hinter den noch nicht voll geöffneten Auslaßventilen), so kann hier doch ein etwas größerer Anteil der Zwickelfläche für die Arbeitsleistung in der Turbine genutzt werden. Würde man nun jeden einzelnen Auslaßkanal eines Mehrzylindermotors über eine getrennte Leitung mit der Turbine verbinden, dann ergäbe das wegen der stark wechselnden Beaufschlagung sehr schlechte Turbinenwirkungsgrade. Deshalb werden immer die Auslaßkanäle mehrerer Zylinder, deren Auspuffvorgänge möglichst lückenlos, aber auch ohne gegenseitige Störung, d. h. ohne eine zu große Überschneidung aneinander anschließen, in eine Sammelleitung geführt. Rechnet man beim Viertaktmotor mit einem Auslaßventilöffnungswinkel von ca. 240 °KW bzw. beim Zweitakter mit einem Auslaßöffnungswinkel von ca. 120 oKW, dann erhält man mit einer Zusammenfassung von jeweils drei Zylindern die besten Ergebnisse. Wie in Bild 6.6 dargestellt, können dabei die Phasen, in denen der Abgasgegendruck kleiner ist

6.2. Abgasturboaufladung

P

Spülung

k

Zyl.l

Spülung

C] ＱＭｾ｟［ＺｚＢｹＮ＠

119

Aö -'-1---il

Eö

Es

Eö PAbgosleitung

Pladeluflleilung

u.T.

o.T.

u.T.

o.T.

u.T.

o.T.

Bild 6.6. Leitungsdruckverlauf bei der Stoßaufladung

als der Ladedruck, bei Motoren mit innerer Gemischbildung zu einer sehr wirksamen Durchspülung des Brennraumes-Verdrängung des Restgases und innere Bauteilkühlung - genutzt werden (Büchi- Verfahren). Es sei an dieser Stelle nur kurz darauf hingewiesen, daß eine mit den Turbineneintritts-Temperatur- und -Druckmittelwerten durchgeführte Berechnung des Turbinenmassenstroms und der spezifischen Turbinenarbeit bei der pulsierenden Abgasströmung der Stoßaufladung korrigiert werden muß [44]. Bei den heute in Fahrzeugmotoren angewandten Aufladegraden ist die Stoßaufladung der Stauaufladung etwas überlegen. Das gilt vor allem für das Beschleunigungsverhalten, da hier die beim Stauverfahren für den Druckaufbau in dem relativ großvolumigen Abgassammler benötigten Zeiten entfallen. Wenn aber die Anzahl der Zylinder nicht durch drei teilbar ist und deshalb ein Turbinenleitungsstrang nur von zwei Zylindern oder gar nur von einem Zylinder versorgt wird, dann bewirkt die stark fluktuierende Beaufschlagung eine erhebliche Verschlechterung des Turbinenwirkungsgrades. In diesen Fällen ist dann meist die baulich einfachere Stauaufladung vorzuziehen. Sie sollte auch immer dann eingesetzt werden, wenn mit sehr hohen Ladedruckverhältnissen gearbeitet wird. Bei den dann auch sehr großen Enthalpiegefallen in der Turbine macht sich nämlich der weitgehende Verlust der oben erwähnten Zwickel-Arbeitsfläche, die nur noch einen kleinen Bruchteil der Turbinenarbeit ausmacht, kaum noch bemerkbar, während sich die für den Turbinenwirkungsgrad nachteilige Strömungspulsation der Stoßaufladung sehr stark auswirkt. Abschließend sei noch erwähnt, daß man heute bei der Aufladung meistens noch einen dem Verdichter nachgeschalteten Ladeluftkühler verwendet. Die Rückkühlung der Ladeluft ermöglicht einmal durch die Vergrößerung der Luftdichte eine weitere Leistungserhöhung. Außerdem werden auch die Motorkühlverluste und beim Ottomotor die Klopfneigung etwas reduziert. Schließlich kann sie auch wirksam werden als eine Maßnahme zur Verringerung der thermischen Bauteilbeanspruchungen sowie der Stickoxid- und Rußemission.

7 Ausgeführte Motoren

Zur ersten Information über die Motorkonstruktion sind in den nachfolgenden Bildern die Schnittzeichnungen einiger moderner Verbrennungsmotoren zusammengestellt. Dabei wurde versucht, ein möglichst breites Motortypenspektrum zu berücksichtigen, um dem Leser einen Überblick zu geben über die vielfaltigen Gestaltungs varianten. Die in den Bildunterschriften neben der Motorenart, dem Einsatzgebiet, der Typbezeichnung, dem Hersteller und den Hauptabmessungen angegebenen Leistungen sind entweder Fahrzeugleistungen nach DIN 70020 oder - bei den Stationär- und Schiffsmotoren - Dauerleistungen nach DIN 6271. Die Zahlenwerte für die mittleren effektiven Drücke beziehen sich jeweils auf die NenndrehzahL (Fahrzeugleistung nach DIN 70020: Leistung an der Kupplung des in allen Teilen einschließlich der Ansaug- und Auspuffanlage serienmäßigen Kraftfahrzeugmotors unter bestimmungsgemäßen Betriebsbedingungen. Bezugszustand: p0 = 1013 mbar, T0 = 293 K. Dauerleistung nach DIN 6271: Größte Leistung, die unter Einhaltung der vom Motorenhersteller angegebenen Wartungsvorschriften dauernd abgegeben werden kann. Bezugszustand: p0 = 1000 mbar, T0 = 300 K.) Mit dem Hinweis auf die eingehende Behandlung der Fahrzeugmotoren-Bauteilgestaltung in Teil 3 sollen an dieser Stelle nur stichwortartig einige der jeweils motorartspezifischen Konstruktionsmerkmale hervorgehoben werden. Dabei werden auch einige Einzelheiten erwähnt, die den bildliehen Darstellungen nicht zu entnehmen sind. Zu Bild 7.1 Kennzeichnend für die konstruktive Ausführung solcher Kleinmotoren sind * die Zusammenfassung des Kurbel- und Getriebegehäuses zu einer (Leichtmetall-) Baueineit, * die zur Minimierung des Schadraums der Kurbelkastenspülpumpe sehr eng an die Kurbelwangen herangeführten Gehäusewände, * die durch das Spülverfahren vorgegebene Steuerschlitz- und Gaskanalanordnung in dem (Grau guß-) Zylinder, * die sehr einfache Gestaltung des (Leichtmetall-) Zylinderkopfs und * der Einsatz von Wälzlagern. Erwähnt sei auch das einfache Prinzip der Motorschmierung, die durch den etwa 2%igen Ölgehalt des in der Frischgasmischung durch den Kurbelkasten in den Zylinder transportierten Kraftstoffs sichergestellt wird (Gemischschmierung).

7. Ausgeführte Motoren

121

Zu den Bildern 7.2 bis 7.14. Gemeinsam sind diesen Motoren folgende Konstruktionsdetails: * Die bei hohen Kolbenflächenleistungen zusätzlich über Spritzdüsen mit Öl (aus dem Kreislauf einer Druckumlaufschrnierung) gekühlten Leichtmetallkolben laufen in Zylinderbüchsen, die mit dem Kurbelgehäuse eine Gußeinheit bilden. Eine Ausnahme macht hier nur der Motor von Bild 7.13, bei dem in das Kurbelgehäuse "trockene", d.h. nicht unmittelbar vom Kühlwasser umspülte, Laufbüchsen (verschleißfester Sondergrauguß) eingesetzt sind. (Bei den Motoren von Bild 7.2 und 7.9 wird anstelle der sonst üblichen Graugußausführung des Kurbelgehäuses eine Leichtmetall-Kokillengußkonstruktion eingesetzt. Bei solchen ,,Leichtmetallmotoren" werden entweder die Gleitflächen der Zylinder oder - häufiger - die der Kolben z.B. mit einer Chromlaufschicht überzogen.) * Die (Leichtmetall-) Zylinderköpfe einer Zylinderreihe sind zu einem Gußteil zusammengefaßt (Blockzylinderkopf). * Die Kurbelwelle wird zusammen mit den Massenausgleichsgewichten geschmiedet oder als ein Sphärogußteil hergestellt. * Die von der Kurbelwelle über Zahnriemen oder Rollenketten angetriebenen Nockenwellen sind im Zylinderkopf gelagert (obenliegende Nockenwellen) und betätigen die Ventile- häufig unter Zwischenschaltung hydraulischer Ventilspielausgleichselemente - über Schlepphebel, Kipphebel oder TassenstößeL (Vierventilkonstruktionen, wie sie in den Beispielen von Bild 7.5 und 7.9 dargestellt sind, werden heute in der Produktpalette aller Pkw-Hersteller angeboten. Sie verbessern nicht nur den Motorliefergrad, sondern ermöglichen beim Ottomotor auch eine für die Klopffestigkeit des Brennraums optimale Lage der Zündkerze.) Die verfahrenstechnisch bedingten Unterschiede im Grundaufbau der Otto- und Dieselmotoren betreffen im wesentlichen die Brennraumgestaltung und damit auch die Anordnung der Ventile. (Kompakte, klopffeste Brennräume beim Ottomotor; Unterteilte Brennräume bei den mit indirekter Einspritzung arbeitenden Dieselmotoren.) Zu den Bildern 7.15 bis 7.20. Bei diesen Diesel-Direkteinspritzern der Nutzfahrzeugmotorenklasse, die fast alle mit einer zusätzlichen Schmieröl-Kolbenkühlung arbeiten, soll auf folgende, von den Ausführungen der Pkw-Motoren abweichende Konstruktionsmerkmale hingewiesen werden: * Vom Kurbelgehäuse getrennte Graugußzylinder, die bei wassergekühlten Motoren als "nasse", d.h. unmittelbar vom Kühlwasser umspülte, Laufbüchsen in das Kurbelgehäuse eingesetzt und bei luftgekühlten Motoren mit Zugankern zwischen dem Zylinderkopf und dem Kurbelgehäuse eingespannt werden. * Die (Grauguß-) Zylinderköpfe der wassergekühlten Motoren sind meistens so wie die (Leichtmetall-) Zylinderköpfe der luftgekühlten Motoren als Einzelköpfe ausgebildet. * Die Massenausgleichsgewichte werden mit der - geschmiedeten - Kurbelwelle durch Schrauben verbunden.

122

*

*

7. Ausgefühne Motoren

Die im Kurbelgehäuse gelagerte (untenliegende) Nockenwelle wird von der Kurbelwelle über Zahnräder angetrieben, die hier auch für die Übertragung der großen Einspritzpumpen-Spitzendrehmomente und für die z.T. sehr leistungsstarken Nebenabtriebe benutzt und benötigt werden. Bei wassergekühlten Motoren werden die relativ großen, unteren Pleuelaugen schräg geteilt, um einen Kolbenwechsel auch ohne Ausbau der Kurbelwelle zu ermöglichen. (Bei dem luftgekühlten Motor von Bild 7.18 soll die aus Montagegründen nicht erforderliche - Schrägteilung, bei der die in der Teilungsebene wirkenden Querkräfte durch Nut und Feder oder durch eine Verzahnung aufgenommen werden, die Pleuelschrauben entlasten.)

Zu Bild 7.21. Abgesehen von der großen Zylinderzahl unterscheidet sich dieser hochaufgeladene Dieselmotor von den Ausführungen der Nutzfahrzeugmotoren im wesentlichen durch den * Einsatz gebauter, d.h. zusammengesetzter, Kolben (Leichtmetallschaft mit aufgeschraubtem Kolbenboden aus Stahl) und durch die - bei fast allen größeren Dieselviertaktern übliche * Vierventilkonstruktion mit Betätigung der Stößelstangen über RollenstößeL Zu Bild 7.22. Hervorzuheben ist bei dieser Motorkonstruktion vor allem die * Vertikalteilung des Motorgehäuses, das für jeden Zylinder eine Gußeinheit bildet und mit den entsprechend geteilten Kurbel- und Nockenwellen nach dem Baukastenprinzip zu Motoren mit unterschiedlichen Zylinderzahlen (z = 1 bis 8) zusammengesetzt werden kann. Hingewiesen sei auch auf die * Teilung am unteren Pleuelschaft, die durch Einfügung einer Distanzplatte eine dem jeweiligen Kraftstoff angepaßte Einstellung des Verdichtungsverhältnisses ermöglicht. (Der Motor kann für den Dieselbetrieb, für den Gasbetrieb mit elektrischer Zündung oder für den Oiesei-Gasbetrieb ausgerüstet werden. In der dargestellten Version arbeitet er im Zweistoffbetrieb als sogenannter Zündstrahlmotor, bei dem das Brenngas - zugeführt über ein im Zylinderkopf angeordnetes Gasventil - durch Einspritzung und Selbstzündung einer kleinen Dieselölmenge entflammt wird.) Zu den Bildern 7.23 und 7 .24. Neben dem auch bei diesen hochbelasteten Mittelschnelläufern erforderlichen Einsatz gebauter Kolben mit Ölkühlung der Kolbenkronen seien noch folgende Konstruktionsdetails angeführt: * Unterteilung des Triebwerksgehäuses in Grundplatte und Gestell (Bild 7.23) oder Ausführung als Monoblockgehäuse mit Zugankern von den Grundtagerdeckeln bis zur Gehäuseoberkante (Bild 7.24). * Einzelzylindermäntel mit Zugankern zur Grundplatte (Bild 7.23) oder vom Zylinderkopf bis zum Gehäusezwischenboden (Bild 7.24). * Zylinderbüchsen mit Frischölschmierung der Kolbenlautbahnen. * Anordnung der Ventile - oder zumindest der Auslaßventile - in separaten Ventilkörben und Drehung der Auslaßventile durch Ventilschaftpropeller zur Vergleichmäßigung der Ventilteller-Temperaturbelastung.

7. Ausgeftihrte Motoren

123

* Teilung

des Pleuelschafts (Bild 7.24), die hier neben der Einstellung des Verdichtungsverhältnisses auch einen Kolbenausbau ohne Öffnung des Pleuellagers ermöglicht.

Zu Bild 7 .25. Dieses Beispiel zeigt folgende, für Großdieselmotoren typische Konstruktionsmerkmale: * Ausführung als Kreuzkopfmotor (Aufnahme der Kurbeltriebs-Seitenkräfte durch die Kreuzkopfgleitschuhe bzw. durch die Kreuzkopfgleitbahnen). * Gebaute Kolben (Schmiedestahl- und Graugußteile) mit Wasserkühlung. (Kühlwasserführung über Posaunenrohre, Bohrungen in der Kolbenstange und Verteilerbohrungen im Kolbeneinsatz.) * Halbgebaute Kurbelwelle (geschmiedete Wellenzapfen mit aufgeschrumpften, geschmiedeten Hubstücken), die bei größerer Zylinderzahl (hier bei z 6) mit einer Paßschraubenverbindung aus zwei Teilwellen zusammengesetzt wird. * Unterteilung des Triebwerksgehäuses (Schweißkonstruktion) in eine Grundplatte (mit eingeschweißten Stahlgußlagerstühlen) und in kastenförrnige Gestell-Längsträger. (Bei größerer Zylinderzahl sind diese Baugruppen auch einmal vertikal geteilt.) * Gegossene, miteinander verschraubte Einzelzylindermäntel, die zum Triebwerksraum hin durch einen Zwischenboden - mit einer Stopfbuchse am Durchtritt der Kolbenstange - abgeschlossen werden. (Keine Verunreinigung des Umlauföls durch aggressive, im Kolbenleckgas vorhandene Produkte der Schwerölverbrennung wie Schwefel- und Vanadiumverbindungen.) * Gaskraftführung über Zugankerverbindungen von Grundplatte, Gestell und ZylindermanteL * Hydrostatische Schmierung der Kreuzkopflager durch Hochdruckschmierpressen, die von der Treibstange - durch Ausnutzung ihrer Schwingbewegung - betätigt werden. (Die Schwenkbewegung der Treibstange kann keinen Schmierfilm zur kontinuierlichen hydrodynamischen Schmierung der bei langsamlaufenden Zweitaktmotoren immer nur einseitig belasteten Kreuzkopflager aufbauen.). * Zylinderbüchsen (Frischölschmierung der Kolbenlaufbahnen) mit separater Kühlung der Steuerschlitzstege und des Bundbereichs. * Geteilte Zylinderköpfe mit geschmiedeten Brennraumböden und Graugußhauben. (Verspannung von Boden und Haube durch die Zylinderkopfschrauben und zusätzlich durch eine innere Stiftschraubenreihe.)

124

7. Ausgeftihrte Motoren

Bild 7.1. Längsschnitt des wassergekühlten Einzylinder-Zweitakt-Mokick-Ottomotors, Typ SACHS 50/5 WKF, der Fichte/ & Sachs AG, Schweinfurt. Der Motor arbeitet mit einem Vergaser und mit einer Kurbelkasten-Umkehrspülung. Hauptabmessungen: d = 38 mm, s = 44 mm. Leistung: Pe = 3 kW bei n = 6000 1/min (Pe = 6,01 bar, Pe/YHg = 60,2 kWn)

7. Ausgeführte Motoren

125

Bild 7.2. Querschnitt des wassergekühlten Vierzylinder-Viertakt-Otto-Motorradmotors, Typ K 100, der Bayerische Motorenwerke AG, München. Der Motor arbeitet mit einer elektronisch gesteuerten Benzineinspritzung.

Hauptabmessungen: d = 67 mm, s = 70 mm. Leistung: Pc = 66 kW bei n = 8000 1/min (Pe

= 10,03 bar, Pe/YHg = 66,9 kW/1)

126

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.3a. Querschnitt des Vierzylinder-Viertakt-Pkw-Ottomotors, Typ CVH, der Ford-Werke AG, Köln-Deutz. Die Gemischbildung erfolgt durch einen Vergaser.

Hauptabmessungen: d = 80 mm, s = 64,5 mm. Leistung: Pe =51 kW bei n = 6000 1/min (Pe = 7,86 bar, PefYHg = 39,3 kW/1)

7. Ausgeftihne Motoren

Bild 7.3b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.3a

127

128

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.4a. Querschnitt des Vierzylinder-Viertakt-Pkw-Ottomotors ftir den Fahrzeugtyp 318 i der Bayerische Motorenwerke AG, München. Der Motor wird mit einer elektronisch gesteuerten Benzineinspritzung betrieben. Hauptabmessungen: d = 89 mm, s = 71 mm. Leistung: Pe = 77 kW bei n = 5800 1/min (Pe

= 9,02 bar, Pe/VHg = 43,6 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.4b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.4a

129

130

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.5a. Querschnitt eines Vierzylinder- Viertakt-Pkw-Ottomotors für die Fahrzeugtypen Golf GTI, Jetta und Scirocco der Volkswagen AG, Wolfsburg. Der mit Benzineinspritzung arbeitende Motor ist mit jeweils zwei Einlaß- und Auslaßventilen ausgerüstet (16-Ventil-Motor). Hauptabmessungen: d = 81 mm, s = 86,4 mm. Leistung: Pe = 102 kW bei n = 6100 1/min (Pe

= 11,27 bar, Pe/VHg = 57,3 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.5b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.5a

131

132

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.6a. Querschnitt des Vierzy1inder-Viertakt-Pkw-Ottomotors, Typ SEH, der Adam Opel AG, Rüsse1sheim. Der Motor arbeitet mit Benzineinspritzung. Hauptabmessungen: d = 84,8 mm, s = 79,5 mm. 10,14 bar, PefYHg 5600 1/min (Pe 85 kW bei n Leistung: Pe

=

=

=

= 47,3 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.6b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.6a

133

134

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.7a. Querschnitt des Sechszylinder- Viertakt-Pkw-Ottomotors, Typ M 103, der DaimlerBenz AG, Stuttgart-Untertürkheim. Der Motor arbeitet mit Benzineinspritzung. Hauptabmessungen: d == 88,5 mm, s == 80,3 mm. Leistung: Pe == 138 kW bei n == 5600 1/min (Pe == 9,98 bar, Pe/YHg = 46,6 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.7b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.7a

135

136

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.8a. Querschnitt des Sechszylinder-Pkw-Ottomotors Typ 34 6 E der Bayerische Motorenwerke AG, München. Dieser Einspritzmotor arbeitet mit einer Abgasturboautladung. Hauptabmessungen: d = 92 mm, s = 86 mm. Leistung: Pe = 185 kW bei n = 4900 1/min (Pe = 13,20 bar, PefVHg = 53,9 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.8b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.8a

137

138

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.9a. Querschnitt des Vierzylinder-Viertakt-Pkw-Ottomotors für den Fahrzeugtyp 944 S der Dr. Jng. h.c. Parsehe AG, Stuttgart-Zuffenhausen. Auch dieser Einspritzmotor ist mit jeweils zwei Ein- und Auslaßventilen ausgestattet.

Hauptabmessungen: d = I 00 mm, s = 78,9 mm. Leistung: Pe = 140 kW bei n = 6000 1/min (Pe = 11,30 bar, PefVHg

= 56,5 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.9b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.9a

139

140

7. Ausgeflihrte Motoren

Bild 7.10a. Querschnitt eines abgasturboaufgeladenen Vierzylinder-Viertakt-Pkw-Dieselmotors z.B. flir die Fahrzeugtypen Golf und Jetta der Volkswagen AG, Wolfsburg. Die Gemischbildung erfolgt nach dem Wirbelkammerprinzip. Hauptabmessungen: d = 76,5 mm, s = 86,4 mm. Leistung: Pe =51 kW bei n = 4500 1/min (Pe = 8,56 bar, Pe/VHg = 32,1 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

I

j,_·___

Bild 7.10b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.10a

141

142

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.11a. Querschnitt eines Vierzylinder-Viertakt-Pkw-Dieselmotors z.B. für den Fahrzeugtyp Fiesta der Ford-Werke AG, Köln-Deutz. Auch dieser Motor arbeitet nach dem Wirbelkammerverfahren.

=

=

80 mm, s 80 mm. Hauptabmessungen: d Leistung: Pe = 40 kW bei n = 4800 1/min (Pe

= 6,22 bar, Pe/VHg = 24,9 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.11b. Längsschnitt des Motors nach Bild ?.!Ia

143

144

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.12a. Querschnitt des Sechszylinder-Viertakt-Pkw-Dieselmotors für den Fahrzeugtyp 324 d der Bayerische Motorenwerke AG, München. Es ist ebenfalls ein Wirbelkammermotor.

Hauptabmessungen: d = 80 mm, s = 81 mm. Leistung: Pe = 63 kW bei n = 4600 1/min (Pe

= 6,73 bar, Pe/VHg = 25,8 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.12b Längsschnitt des Motors nach Bild 7.12a

145

146

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.13a. Querschnitt des Vierzylinder- Viertakt-Pkw-Dieselmotors, Typ OM 601, der DaimlerBenz AG, Stuttgart-Untertürkheim. Bei diesem Motor wird das Vorkammerverfahren angewandt.

Hauptabmessungen: d = 87 mm, s = 84 mm. Leistung: Pe =53 kW bei n = 4600 1/min (Pe = 6,92 bar, Pe/VHg = 26,5 kW/1)

7. Ausgeflihrte Motoren

Bild 7.13b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.13a

147

148

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.14a. Querschnitt des Vierzylinder- Viertakt-Pkw-Dieselmotors, Typ 23 YD, der Adam Opel AG, Rüsselsheim. Der Motor arbeitet nach dem Wirbelkammerprinzip.

Hauptabmessungen: d = 92 mm, s = 85 mm. Leistung: Pe = 54 kW bei n = 4400 1/min (Pe

= 6,52 bar, P /VHg = 23,9 kW/1) 0

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.14b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.14a

149

150

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.15a. Querschnitt des Zweizylinder-Viertakt-Einbau-Dieselmotors, Typ 2L 30 S, der Motorenfabrik Hatz GmbH u. Co KG, Ruhstorf a.d. Rott. Der Motor ist luftgekühlt und arbeitet mit direkter Einspritzung. Hauptabmessungen: d = 95 mm, s = 100 mm. Leistung: Pe = 22 kW bei n = 3000 1/min (Pe

= 6,21

bar, PefYHg

= 15,5

kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.15b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.15a

151

152

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.16a. Querschnitt des direkteinspritzenden Vierzylinder- Viertakt-Traktor-Dieselmotors, Typ D 226 B-4, der Motoren-Werke Mannheim AG, Mannheim. Hauptabmessungen: d = 105 mm, s = 120 mm. Leistung: Pe = 73,5 kW bei n = 3000 1/min (Pe

= 7,07 bar, Pe/YHg = 17,7 kW/1)

7. Ausgeftihrte Motoren

Bild 7.16b. Längsschnitt des Motors nach Bild 7.16a

153

154

7. Ausgeftihrte Motoren

, Bild 7.17a. Querschnitt des direkteinspritzenden Sechszylinder-Viertakt- Traktor-Dieselmotors Freising. München, Schlüter Anton rik Motorenfab der Typ SDMW 6, Hauptabmessungen: d = 112 mm, s = 125 mm. Leistung: Pe = 96 kW bei n = 2000 1/min (Pe = 7,8 bar, PefVHg

= 13 kW/1)

7. Ausgeführte Motoren

155

156

7. Ausgeführte Motoren

Bild 7.18a. Querschnitt des V -Achtzylinder-Viertakt-Nutzfahrzeug-Dieselmotors, Typ BF 8L 513, der Klöckner-Humboldt-Deutz AG, Köln-Deutz. Der direkteinspritzende und luftgekühlte Motor arbeitet mit Abgasturboaufladung. Hauptabmessungen: d = 125 mm, s = 130 mm. Leistung: Pe = 235 kW bei n = 2300 1/min (Pe = 9,61 bar, PefVHg = 18,4 kW/1)

7. Ausgeflihrte Motoren

157

"'so, Q 8 /Qsges das Verhältnis der bis zum Kurbelwinkellf> freigesetzten Kraftstoffenergie Q8 zum Energiegehalt der insgesamt eingespritzten Kraftstoffmenge Qsges, Formparameter, ein den Umsetzungsgrad kennzeichnender Faktor.

244

9. Entflammung und Verbrennungsablauf

Wir hatten den Umsetzungsgrad Vu TJu=l-Hu als das Verhältnis des Heizwertes V" aller im Abgas vorhandenen und auf ein kg Kraftstoff bezogenen, unverbrannten Stoffmengen zum Heizwert Hu des Kraftstoffes definiert. Mit den hier gewählten Bezeichnungen kann man den Umsetzungsgrad auch ausdrücken durch Qs- ) 'Tlu = ( . Qsges y=l

(9.26)

Die Bedeutung von a als ein Maß für den Umsetzungsgrad wird jetzt sofort ersichtlich, wenn man für den Brennschluß mit y = I nach (9.25) anschreibt I a=ln-. 1- 'Tlu

(9.27)

Für die auf den Kurbelwinkel und auf die gesamte Kraftstoffenergie bezogene Umsatzrate gilt dQs

d

----=

(I - e-•ym+l) dy dy

Qsges dsol

4+------

Ottomotor "X. =1.0 n = 3000 1/min - - - - Messung - - - - Vi be- Brennverlauf a = 5.3 m = 1.8

ＳＫＭｾ＠

0,5

Bild 9.16b. Relativierte Brennverläufe verschiedener Motoren

1,0

9.2. Flammenausbreitung

251

y

x x MeOpunkte

5

mx,y = Manstabsfaktoren

4 3 A=ln 1Peo

2

-4

-3

-2

-1

0

X

Bild 9.17. Ermittlung des Vibe-Formparameters und der Vibe-Brenndauer bei Vorgabe des Umsetzungsgrades

Die in Bild 9.I7 dargestellte und durch eine Gerade angenäherte Auftragung der aus einer thermodynamischen Auswertung der Druckindizierung gewonnenen XY-Werte liefert dann aus der Geradensteigung den Formparameter m und im Ordinatenschnittpunkt die Brenndauer

..+(1 ,370·10- 3 +4,584·10- 4 A.)T

+..)T2 +(-6,530·10- -7,230·10- 10 A.)T 3 11

+(1,349·10- 14 + 1, 134·10- 13 A.)"r]'

(9.48)

9. Entflammung und Verbrennungsablauf

256

Ethanol:

I

cv.vE

= 1 + 9 •019 A. [0,993 +6,202A.+ (I ,9I2· I0- 3 +6,359· I0- 4 A.)T + I allerdings nur noch minimalen - CO-Gehalt aufweist, also das Produkt einer unvollständigen Kohlenwasserstoffoxidation emittiert wird. Für die Abgasqualität ist aber auch noch eine sehr unerwünschte Oxidationsreaktion von größter Bedeutung. Gemeint ist hier die Stickoxidbildung nach der Bruttoreaktionsgleichung

(9.81)

9.3. Abgasqualität

273

mit der Gleichgewichtskonstanten KpNo

= -ｐｾｯ＠ - = 20,5eＭｾ＠

(9.82)

.

ｐｾｎＲ＠

Mit den sieben hier angeschriebenen, voneinander unabhängigen Kp-Gleichungen- (9.67) folgt aus (9.69) und (9.71)- und den vier Bilanzgleichungen für die in den Ausgangs- und Endprodukten vorhandenen Kohlenstoff-, Wasserstoff-, Sauerstoff- und Stickstoffmassen können die Gleichgewichtskonzentrationen der elf Abgaskomponenten berechnet werden. Zur Beschreibung des realen Schadstoffemissionsverhaltens wollen wir jetzt Otto- und Dieselmotoren getrennt behandeln und zunächst den Ottomotor betrachten. Bild 9.25 zeigt ein Beispiel für die bei Variation der Luftverhältniszahl und bei Vollast im Abgas eines Vierzylinder-Ottomotors gemessenen, in Prozenten bzw. in parts per million (ppm) angegebenen Schadstoffvolumenanteile. Die mit abnehmender Luftverhältniszahl im Luftmangelgebiet stark ansteigende Kohlenmonoxidemission ist im wesentlichen durch die bei etwa 1800 K einfrierende Wassergasreaktion bedingt. Das zeigt auch der Vergleich der Meßwerte mit den über das Wassergasgleichgewicht theoretisch ermittelten Werten. Daß die CO-Emission auch im Luftüberschußgebiet, d.h. bei einem ausreichenden Sauerstoffangebot, nicht weitestgehend verschwindet, ist vor allem auf Ungleichmäßigkeiten der Gemischverteilung sowie auf Inhomogenitäten und z. T. wohl auch auf Zyklenschwankungen der Gemischzusammensetzungen zurückzuführen. Der hier festgestellte CO-Anstieg bei Annäherung an die Entflammungsgrenze kann mit einem örtlich bereits unvollständigen Ablauf der Kettenreaktionen begründet werden.

8 CO

%

ＴＰｲＭｾＬ＠

NOX.HC ppm

6

3000

4

2000

2

1000 '\

0

0

CO noch Wasser--\ gosgleichgewicht

0,8

0,9

1,0

1.1

1,2

f...

1,3

Bild 9.25. Schadstoffanteile im Abgas eines Ottomotors als Funktion der Luftverhältniszahl

274

9. Entßammung und Verbrennungsablauf

Da die Kraftstoffumsetzung in einem Ottomotor natürlich nicht ausschließlich nach dem Schema der Wassergasreaktion erfolgt, bei unzureichenden Verbrennungsluftmengen also auch ein Teil der ursprünglichen oder der bei Zwischenreaktionen entstandenen Kohlenwasserstoffe unverbrannt bleibt, wird auch die HeEmission im Luftmangelgebiet vergrößert. Der Wiederanstieg der HC-Werte im Luftüberschußgebiet wird durch die bei einzelnen Arbeitsspielen des einen oder anderen Zylinders bereits unvollständige Flammenausbreitung verursacht. Die bei einer Gemischabmagerung abnehmende Geschwindigkeit der Flammenausbreitung führt nämlich nach den in [84] mitgeteilten Versuchsergebnissen dazu, daß die Flamme der Kolbenbewegung nicht mehr folgen kann und dadurch eine Restgemischzone der Verbrennung entzogen wird. Eine Emission von Kohlenwasserstoffen ist aber auch bei ausreichendem Sauerstoffangebot und bei genügend großen Flammenfortschrittsgeschwindigkeiten nicht völlig zu vermeiden. Das ist einmal bedingt durch die schon an anderer Stelle erwähnte Flammenauslöschung im engsten Bereich der kühlenden Brennraumwände. Die zunächst unverbrannt bleibenden Wandgrenzschichten können allerdings - unterstützt durch heftige Wirbelbewegungen - auch noch während der Expansion mit der übrigen Zylinderladung vermischt und zumindest teilweise nachverbrannt werden. Das gilt aber nicht für die schon während der Kompression in enge Spalträume (Feuersteg des Kolbens, Raum über und hinter dem obersten Kolbenring, Zündkerzengewinde usw.) eindringende Gemischmenge und für die vom Ölfilm absorbierten Kraftstoffdämpfe, die erst zu sehr späten Zeitpunkten wieder freigesetzt werden und bei den dann nur noch geringen Gastemperaturen nicht mehr verbrennen können [85]. Zur Begründung der Stickoxidemission ist es ausreichend, auf das durch (9.82) beschriebene Reaktionsgleichgewicht hinzuweisen. Auch das in Bild 9.25 dargestellte Beispiel für den Verlauf der NO,-Emission in Abhängigkeit von der Luftverhältniszahl wird sofort verständlich, wenn man bedenkt, daß die NOBildung sowohl von der Konzentration der Reaktionspartner N2 und 0 2 als auch von der Gastemperatur abhängig ist. Zunehmender Luftmangel bedeutet vor allem eine Verringerung der für die NO-Reaktion verfügbaren Sauerstoffmengen, wachsende A-Werte (etwa ab A = 0,9) einen Abbau der Verbrennungstemperatur. Dabei überwiegt im ;\-Bereich von 0,9 bis I, 1 bei einer Vergrößerung der Luftverhältniszahl der Einfluß der erhöhten 0 2-Konzentration die Wirkung der abnehmenden Verbrennungstemperatur, so daß die höchsten NO-Werte bei einem leichten Luftüberschuß auftreten. Ähnlich wie die durch die Wassergasreaktion bedingte CO-Emission wird auch die in den Auspuff gelangende NO-Menge nicht durch die der Auspufftemperatur zugeordnete Gleichgewichtskonzentration festgelegt. Wegen der in der Expansionsphase mit der Gastemperatur rasch abnehmenden NOZerfallsgeschwindigkeit sind die realen Abgas-NO-Konzentrationen immer wesentlich höher als die der Abgastemperatur entsprechenden Gleichgewichtswerte. Zur ganz groben Abschätzung einer Auswirkung von Parameteränderungen auf die Stickoxidemission könnte man davon ausgehen, daß die NO-Reaktionen schon bei der höchsten Gastemperatur einfrieren. Genauere Aufschlüsse gewinnt man aber erst dann, wenn die Kinetik der Stickoxidbildung berücksichtigt wird. Wenn

9.3. Abgasqualität

275

auch die stickoxidbildenden Reaktionsvorgänge heute noch nicht in allen Einzelheiten bekannt sind, gelangt man doch schon zu ziemlich realitätsnahen Ergebnissen durch den Ansatz des Ze/dovich-Kettenmechanismus N2 +0;:::::! NO+N.

(9.83)

N +0 2 ;:::::! NO+O.

(9.84)

und Berücksichtigung der Hydroxylreaktion

(9.85)

N+OH;:::::!NO+H. Für die zeitliche Änderung der NO-Konzentration gilt dann ｾ＠

d[NO]

= kiH[N 2 ][0]- k 1R[NO][N] + k2H[N][0 2 ]

-

(9.86)

k 2 R[NO][O] + k 3H[N][OH] - k3R[NO][H].

[x] = Konzentration der Komponente x in mol/cm 3 • Für die Geschwindigkeitskonstanten k; 0

40

20

ＰｾＭｲ＠

CO

0.97

0.98

0,99

1,00

Luftverhältnis

1,01

1.03

1.02

'A

Bild 9.29. Konvertierungsgrade eines Dreiwegkatalysators

lieh besprochen. Hier sei nur noch einmal kurz die Lambda-Sonde erwähnt, die das Regelsignal liefert [22]. Sie besteht im wesentlichen aus einem elektrisch beheizten und an den Mantelflächen mit gasdurchlässigen Platinelektroden versehenen Spezialkeramik-Röhrchen, das bei erhöhter Temperatur- etwa ab 300 oc für Sauerstoffionen leitend wird (Festkörperelektrolyt). Wird dieses in der Abgasleitung angeordnete Sondenröhrchen, dessen Innenraum mit der Umgebungsluft in Verbindung steht, vom Abgas umspült, dann entsteht an den Elektroden eine vom Verhältnis der beidseitig herrschenden Sauerstoff-Partialdrücke, d.h. vom Restsauerstoffgehalt der Abgase und damit vom >..-Wert abhängige, Spannung, die dem Steuergerät des Gemischbildners zugeführt wird. Die Abweichungen der Meßspannung von einem Sollwert führen dann sofort zu einer Vergrößerung oder Verkleinerung der eingespritzten Kraftstoffmenge, so daß ein weitgehend konstanter Wert von X. ｾ＠ I erreicht wird. Eine Regelung der Gemischzusammensetzung wäre übrigens auch erforderlich bei Motoren, die im Teillastgebiet allein durch eine entsprechend starke Abmagerung schon ausreichend geringe NO,-Emissionswerte erreichen sollen. Falls die Realisierung solcher Magerkonzepte, die natürlich die Teillastwirkungsgrade deutlich verbessern würden, überhaupt gelingt, dann wird hier nämlich der zulässige X.-Arbeitsbereich nach unten durch die Zunahme der NO,-Werte und nach oben durch die Entflammungsgrenze wahrscheinlich ebenfalls sehr stark eingeengt. Untersuchungen zeigen [102], daß Lambda-Sonden der oben beschriebenen Art, die durch ihren Kennlinienverlauf (steiler Spannungssprung bei stöchiometrischer Mischung) für die

284

9. Entflammung und Verbrennungsablauf

ｾ＠ = I-Regelung besonders vorteilhaft sind, auch als 0 2 -Sensor für sauerstoffreiches Abgas eingesetzt werden könnten. Da man mit Rücksicht auf die Leistung im oberen Lastgebiet wieder mit einer fetteren Mischung arbeiten müßte und im Teillastgebiet keine ausreichend geringen HC- und CO-Emissionswerte zu erreichen sind, wäre auch bei Magermotoren eine katalytische Abgasnachbehandlung unumgänglich. Während die Schadstoffemissionsprobleme des Ottomotors durch die Katalysatortechnik weitgehend gelöst werden können, hat diese Technologie für den (Fahrzeug-)

Dieselmotor zur Zeit nur eine relativ geringe Bedeutung. Das ist damit zu erklären, daß hier einerseits zur Einhaltung auch sehr strenger Abgasgesetze eine Nachoxidation von Kohlenmonoxid nicht erforderlich und im allgemeinen auch die HC-Emission schon ausreichend gering ist und daß andererseits z.B. die bei Stationär- und Schiffsmotoren angewandte, katalytische NO.-Reduktion mit Hilfe von Ammoniak [103] für einen Einsatz im Fahrzeug noch ausgeschieden werden muß. Anders als die CO-Emission ist aber die HC-Emission nicht völlig unproblematisch und man ist schon darauf angewiesen, die oben diskutierten Ursachen der Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe in ihrer Wirkung auf ein Minimum zu beschränken. So ist eine der wichtigsten Voraussetzungen zur Begrenzung der HC-Werte eine Auslegung des Einspritzsystems, mit der Nachspritzer sicher vermieden werden. Die Kraftstoffeinspritzung sollte auch so erfolgen, daß bei dem im Teillastgebiet verringerten Brennraumtemperaturniveau eine Kraftstoff-Wandanlagerung z.B. durch Vergrößerung der freien Strahllänge, Veringerung der Durchschlagsfähigkeit der Kraftstoffstrahlen und Erhöhung des Zerstäubungsgrades und damit der Kraftstoff-Verdampfungsgeschwindigkeit soweit wie möglich unterbunden wird [96]. Die in bezugauf die NO.- und auf die Geräuschemission vorteilhaften, mit einer Kraftstoff-Wandanlagerung arbeitenden Verbrennungsverfahren sind hier klar benachteiligt. Durch den Einsatz von Einstrahldüsen der in Bild 9.30 gezeigten Art, mit denen bei der Einspritzung kleiner Kraftstoffmengen durch Veränderung der Strahlrichtung eine erhöhte KraftstoffLuftverteilung erreicht wird und gleichzeitig noch die negativen Effekte eines Sacklochvolumens und einer Verringerung des für die Strahlzerstäubung verfügbaren Druckgeralles (s.o.) eliminiert werden, ist aber auch bei diesen Motoren noch eine erhebliche Verringerung der HC-Emission zu erzielen [90]. Eine Verkleinerung des Sacklochvolumens oder gar eine völlige Ausschaltung seiner negativen Wirkung, siehe Bild 9.31, ist natürlich auch bei Mehrlochdüsen anzustreben [104]. Außerdem können die HC-Werte bei solchen Düsen auch durch eine Erhöhung der Nadelschlußgeschwindigkeit etwas verringert werden, da eine verschleppte Nadelschließbewegung, d.h. wieder der verstärkte Druckabfall in dem kleinen Sitz-Öffnungsquerschnitt, eine unzureichende Zerstäubung der zuletzt eingebrachten Kraftstoffmengen herbeiführt [105]. Schließlich wirken sich auch alle Maßnahmen, die eine Düsenverkokung einschränken, günstig auf die HC-Werte aus. Bei den besonders verkokungsempfindlichen Drosselzapfendüsen besteht eine solche Maßnahme nach Bild 9.32 darin, zur Verkleine-

9.3. Abgasqualität

Düse teilgeöffnet

Düse ganz geöffnet

Bild 9.30. Einstrahl-Lochdüse mit veränderlicher Spritzrichtung

Bild 9.31. Mehrstrahldüse ohne Sackloch

Ringspalt-Zapfendüse Bild 9.32. Drosselzapfendüsen

Loch- Zapfendüse

285

286

9. Entftammung und Verbrennungsablauf

rung der von den heißen Verbrennungsgasen beaufschlagten Strömungskanaloberfläche den üblichen Ringquerschnitt durch eine Zapfenbohrung zu ersetzen (Loch-Zapfendüse). Eine Verringerung der Stickoxidemission kann derzeit bei (Fahrzeug-) Dieselmotoren nur durch Veränderungen der innermotorischen Reaktionsabläufe, die bereits die Stickoxidbildung einschränken, erreicht werden. Eine sehr einfach Maßnahme ist wieder die Verspätung des Brennbeginns, die schon ausreichend ist, um mit Pkw-Dieselmotoren bis zu mittleren Hubraumklassen und mit Nutzfahrzeugmotoren die derzeit gültigen US-Schadstoffernissionsgrenzwerte einzuhalten. Noch wirksamer ist eine last- und drehzahlabhängig gesteuerte Abgasrezirkulation. Eine Absenkung der Verbrennungstemperatur und damit der NO,-Emission läßt sich aber auch realisieren durch eine Minimierung der während des Zündverzugs für die Verbrennung aufbereiteten Kraftstoffmenge, deren rasche Umsetzung ja ganz entscheidend die Höhe der Verbrennungstemperaturspitze-und das Geräuschverhalten - bestimmt. Vergleichen wir noch einmal die in den Bildern 9.15 und 9.16 wiedergegebenen Brennverläufe verschiedener Dieselmotoren, dann wird ersichtlich, daß die Kammerverfahren in diesem Punkt vor allem den kraftstoffluftverteilenden Direkteinspritzern deutlich überlegen sind. Da sie außerdem auch noch mit einer etwas weiter nach o.T. verschleppten Verbrennung arbeiten, ist ihre NO,-Emission - allerdings zu Lasten des Kraftstoffverbrauchs wesentlich geringer als die eines Direkteinspritzers. Auch bei direkter Einspritzung ist zwar eine Verkleinerung der anfänglichen Energieumsatzrate z.B. durch Anwendung des M.A.N.-M-Verfahrens möglich, das durch den Einsatz spezieller Einspritzdüsen [27, 90] vielleicht auch in seinem HC-Emissionsverhalten noch weit genug verbessert werden könnte. Es hat aber auch den durch die Brennraumgeometrie und durch die hohen Brennraumgasströmungsgeschwindigkeiten bedingten Nachteil erhöhter thermischer Belastungen des Kolbens und des Zylinderkopf-Ventilstegs, die bei aufgeladenen Motoren erhebliche Schwierigkeiten bereiten können. Da auch mit der bereits an anderer Stelle angesprochene Voreinspritzung kleiner Kraftstoffteilmengen als eine (Zusatz-)Maßnahme zum Abbau der Spitzentemperatur (Verkürzung des Zündverzugs bei der Haupteinspritzung) nur ein mäßiger Abbau der NOx-Werte erzielt werden kann, besteht die einzige Möglichkeit zur Realisierung der zukünftigen, für schwere Nutzfahrzeuge vorgesehenen NO,-Emissionsgrenzwerte in einer vielleicht mit der Abgasrückführung kombinierten, stark verspäteten Einspritzung. (Bei genereller Einführung des NO,Grenzwertes von 0,4 glmile gilt das dann wohl auch für alle Pkw-Dieselmotoren.) Diese Maßnahmen führen natürlich auf jeden Fall zu einer Verschlechterung des Kraftstoffverbrauchs. Bei Nutzfahrzeugen, deren Schadstoffemissionsverhalten, anders als bei den heute für Pkw-Motoren gültigen Abgasprüfverfahren, sehr stark nach den im Vollastbereich auftretenden Emissionswerten beurteilt wird, bedingen sie auch eine Leistungsabnahme. Das Kernproblem liegt aber darin, daß sie auch die Partikelemission erhöhen, die ja ebenfalls noch schärfer limitiert werden sollen. (Bei sehr später Einspritzung werden meist auch die HC-Werte verschlechtert.)

9.3. Abgasqualität

287

Wenn man nun einmal von den unvermeidlichen Wirkungsgradeinbußen absieht, dann könnten die für Fahrzeugmotoren geplanten NO,-Grenzwerte mit jedem Dieselmotor sicher erreicht werden. Es ist aber heute nicht möglich, allein durch innennotorische Maßnahmen dann gleichzeitig auch die PMGrenzwertvorgaben zu erfüllen. Das kann nur durch den Einsatz von (Ruß-) Partikelfiltern gelingen. Man wird sich selbstverständlich, so wie seit Beginn des Dieselmotorenbaus, auch weiterhin durch gemischbildungs- und verbrennungsverfahrenstechnische Verbesserungen um eine möglichst rußarme Verbrennung bemühen. Es würde hier nun viel zu weit führen, den Versuch zu unternehmen, die bisher mit verschiedenen Verbrennungsverfahren experimentell und z. T. auch theoretisch gewonnenen Ergebnisse über den Einfluß der verschiedenen Konstruktionsparameter auf die Rußemission zusammenzustellen. Deshalb sollen nachfolgend nur stichwortartig einige der wichtigsten Einflußgrößen aufgezählt werden.

* *

*

Auslegung der Einspritzanlage: Beginn, Dauer und zeitlicher Verlauf der Einspritzung; Anzahl, Richtung, Durchmesser und Länge der Düsenlöcher; (Höhe der Einspritzdrücke, Durchschlagsfähigkeit der Kraftstoffstrahlen, Feinheit der Kraftstoffzerstäubung, Anteil der wandangelagerten Kraftstoffmengen.) Geometrie des Brennraums: Verdichtungsverhältnis (Höhe des Druck- und Temperatumiveaus); Kolbenmuldengröße, -form und -Iage sowie Kolbenspaltmaß bei Direkteinspritzern (Drallintensität, Turbulenzstärke, Kraftstoffwandanlagerung); Brennraumvolumensaufteilung, Richtung und Größe der Brennraumverbindungsbohrungen (Intensität der Gasströmungen), Anordnung der Glühkerze, Lage und Form der Kammer, Gestaltung des Kolbenbrennraums (Erzeugung von Sekundärströmungen) bei Motoren mit indirekter Einspritzung. Geometrie der Einlaßorgane: Form der drallerzeugenden Einlaßkanäle und der Ventilsitzringe (Drall stärke) bei Direkteinspritzern.

Neben der verfahrenstechnischen Optimierung gibt es heute keine praktikablen Möglichkeiten, schon den Rußgehalt der den Zylinder verlassenden Dieselabgase noch weiter zu verringern. Bekannt sind zwar metallorganische Kraftstoffzusätze, die die Rußemission ganz erheblich einschränken und deren Wirkung hauptsächlich darin besteht, daß sie die Agglomeration der in der Entstehungsphase zunächst sehr feinen Rußpartikel zu größeren und dann nur noch schwer nachzuverbrennenden Rußflocken verhindern [106]. Die bei der Verbrennung solcher Additive entstehenden Oxidaschen führen aber zu einem unzulässig starken Anstieg der Zylinder- und Kolbenringverschleißraten und auch zu Düsenablagerungen, die nach längerem Betrieb den Rußgehalt der Abgase schließlich wieder vergrößern können. Außerdem sind auch die mit dem Ruß emittierten Metalloxide als Schadstoffe zu betrachten, deren Toxizität vielleicht noch höher einzustufen ist als die der RußpartikeL Zur Einhaltung sehr strenger Partikelemissions-Vorschriften ist also eine Abgasnachbehandlung zwingend erforderlich. Da die im Mittel viel zu geringen Abgastemperaturen eines Dieselmotors keine kontinuierliche Nachverbrennung der sehr reaktionsträgen Rußteilchen ermöglichen, kann diese Abgasnachbehandlung zunächst nur darin bestehen, den Ruß in Filtern aufzufangen. Ein solcher

288

9. Entflammung und Verbrennungsablauf

Keramik- Wabenkörper

Keramik- Stopfen

Bild 9.33. Prinzip eines Keramik-Rußfilters

Keramik-Garn

Bild 9.34. Prinzip eines Keramikgarn-Rußfilters

Rußfilter kann z.B. nach dem in Bild 9.33 dargestellten Schema ähnlich wie ein Katalysator in seinem Kernstück aus einem von Kanälen durchzogenen, zyIinderförmigen Keramikkörper bestehen. Dabei sind jetzt aber die mit größeren Wandstärken versehenen Kanäle wechselseitig an den Zylinderenden verschlossen, so daß die Abgase gezwungen werden, auf ihrem Weg zum Auspuff die porösen Zellenwände zu durchdringen. Da nun der Ruß zum größten Teil diesen engen Strömungswegen nicht folgen kann. schlägt er sich an den Wandungen nieder. Bild 9.34 zeigt noch ein anderes Beispiel für einen Rußfilter, bei dem die Abgase durch die Mantelflächen gelochter und mit Keramikgarn umwickelter Stahlrohre geleitet werden [107]. Es bereitet heute keine Schwierigkeiten, mit solchen Filtern ausreichend hohe Ruß-Abscheideraten zu erzielen. Das große und bisher noch nicht befriedigend gelöste Problem der Rußfiltertechnik besteht darin, den angesammelten und die Strömungskanäle verstopfenden Ruß spätestens bei Erreichen eines gerade noch als zulässig erachteten Abgasgegendrucks auch wieder zu entfernen, was praktisch nur durch eine Rußverbrennung zu realisieren ist. Eine solche, rasch genug

9.3. Abgasqualität

289

ablaufende Rußverbrennung verlangt aber Abgastemperaturen, die je nach Sauerstoffgehalt der Abgase in der Größenordnung von 600 bis 700 oc liegen. Das sind Temperaturwerte, die bei einem Dieselmotor nur im obersten Last- und Drehzahlbereich auftreten. Durch eine Beschichtung der Filter mit katalytisch wirksamen Materialien können die zur Regeneration notwendigen Temperaturen zwar um etwa I00 oc abgesenkt werden, was aber immer noch unzureichend ist. Außerdem wird die katalytische Wirksamkeit der Beschichtung durch eine im Laufe der Betriebszeit zunehmende Betadung mit nicht verbrennbaren Partikeln (das sind u. a. Schwefeltrioxidteilchen, die erst durch die Katalyse im Filter entstehen) verringert [I 08]. Erprobt werden auch katalytisch wirksame Substanzen (z.B. Mangan), die über Dosiereinrichtungen dem Kraftstoff zugemischt werden [109] sowie oxidationsfördernde Mittel (z.B. Kupferchlorid), die zur Einleitung der Filterregeneration erst in den Abgasstrom eingeblasen werden [110]. Dabei kann die Rußverbrennung dann schon bei Abgastemperaturen von etwa 300 oc erfolgen. Bei Kommunalfahrzeugen wird versucht, durch den Einsatz eines Ölbrenners den im Filter angesammelten Ruß z.B. erst in den Betriebspausen abzubrennen [111]. Daneben sind auch Parallelfilteranlagen mit Umschaltung des Abgasstroms in Erprobung, bei denen abwechselnd einer der beiden Filter bei laufendem Motor regeneriert wird. Schließlich können auch noch verschiedene und hier nicht im einzelnen aufzuzählende Maßnahmen ergriffen werden, um die Abgastemperaturen im Teillastgebiet zu erhöhen. Ohne an dieser Stelle jetzt noch auf weitere Probleme der Rußfiltertechnologie (thermische Belastungen, mechanische Beanspruchungen, Zunahme des Abgasgegendrucks durch die Ablagerung nicht verbrennbarer Substanzen usw.) einzugehen, sei nur noch kurz die Möglichkeit einer elektrostatischen Rußabscheidung erwähnt [112]. Auch bei diesen Filteranlagen ist aber das Entsorgungsproblem bisher noch ungelöst. Zusammenfassend ist noch einmal festzustellen, daß die weitere Verschärfung der Abgasgesetzgebung beim gegenwärtigen Entwicklungsstand der dieseimotorischen Gemischbildungsverfahren den Einsatz von Rußfiltern unumgänglich macht. Es bestehen aber auch Aussichten, daß es später bei einer Bereitstellung weitgehend entschwefelter Dieselkraftstoffe noch gelingt, durch verfahrenstechnische Weiterentwicklungen vor allem auf dem Gebiet der Einspritzanlagen in Verbindung mit einer Abgasnachbehandlung in Oxidationskatalysatoren, die bei einigen Pkw-Dieselmotoren schon heute zur Nachverbrennung flüssiger Anteile der Partikelmasse (und zur Verringerung der Geruchsstoffemission) eingesetzt werden, auch ohne Rußfilter ausreichend geringe Partikelemissionswerte zu erreichen [113]. Die weltweit sehr intensiven Bemühungen zur Realisierung der künftig verlangten Abgasqualität rechtfertigen jedenfalls die optimistische Annahme, daß technisch befriedigende Problemlösungen gefunden werden und damit der in seiner Wirtschaftlichkeit nicht zu überbietende Dieselmotor weiterhin auch als Antriebsaggregat ftir Straßenfahrzeuge eingesetzt werden kann.

10 Gemischbildungsvorgänge

10.1 Einspritzverlauf Nachdem der Aufbau und die Funktionsweise der verschiedenen Gemischbildungseinrichtungen bereits ausführlich erläutert wurden, sollen nachfolgend die zum Teil nur für den Ablauf der inneren Gemischbildung bedeutsamen- physikalischen Detailvorgänge der Kraftstoff-Luftvermischung näher untersucht werden. Wir hatten schon wiederholt festgestellt, daß die Betriebsdaten eines Dieselmotors in sehr starkem Maße durch den zeitlichen Verlauf der Einspritzung und damit durch die Auslegung des Einspritzsystems beeinflußt werden. Da für die Auslegung einer Einspritzanlage eine Vielzahl von Konstruktionsvariablen zur Verfügung steht, ist es oft sehr hilfreich, die experimentellen Optimierungsarbeiten durch theoretische Untersuchungen über die Auswirkung von Parameteränderungen zu unterstützen. Betrachten wir die häufigste, in Bild 10.1 schematisch dargestellte Ausführung eines Einspritzsystems, bei dem die Düsen über Leitungen mit der Pumpe verbunden werden, dann sind bei der Vorausberechnung des Einspritzverlaufs auch die in der Leitung auftretenden Druckschwingungen zu berücksichtigen. Vor Aufstellung der Berechnungsgleichungen sollen zunächst folgende Abkürzungen eingeführt werden: A EK F L

Q aK c m

= =

Strömungsquerschnitt, Elastizitätsmodul des Kraftstoffs, Federvorspannkraft, Leitungslänge, Volumenstrom, Schallgeschwindigkeit im Kraftstoff, Federkonstante, Masse,

p Po q w X

a VK QK

= =

Druck, Leitungsstanddruck, Kolben-, Druckventil-, Düsennadelquerschnitt, Geschwindigkeit, Hub, Durchflußbei wert, kinematische Zähigkeit des Kraftstoffs, Kraftstoffdichte.

10.1. Einspritzverlauf

291

Bild 10.1. Schema einer Einspritzanlage

Weitere Indizes: D: Düse, Düsenvorraum, Düsennadel, P: Pumpe, Pumpenraum, S : Pumpensaugraum, V: Druckventilfederraum,

Z : LD: LP: v : r :

Motorzylinder, Leitung düsenseitig, Leitung pumpenseitig, vorlaufend, rücklaufend.

Für die Schallgeschwindigkeit hatten wir abgeleitet (Gleichung 8.9)

a=li· Mit der bei der Kraftstoffkompression auftretenden Druckänderung dV dQK dp = -EK- = EKv QK

(10.1)

gilt dann für die Ausbreitungsgeschwindigkeit einer Druckwelle im Kraftstoff

(10.2)

292

I0. Gemischbildungsvorgänge

Wie in [114] gezeigt wird, kann die kleine Druck- und Temperaturabhängigkeit des Elastizitätsmoduls und der Kraftstoffdichte (bzw. der Schallgeschwindigkeit) vernachlässigt und bei Dieselkraftstoff mit den konstanten Werten

QK

= 0, 825 g/cm3 ,

aK = 1300m/s gerechnet werden. Zur Beschreibung der instationären Strömungsvorgänge gehen wir aus von der Kontinuitätsgleichung 8.59

aw + _I_ap _ O ax ｑｋ｡ｾ＠ at und von der zunächst mit dem Reibungsglied angeschriebenen Bewegungsgleichung 8.54

aw + _.!.._ ap + r = at QK ax

0,

wobei jetzt aber die Voraussetzungen aK ｾ＠ const und w « aK weitestgehend erfüllt sind. Lassen wir auch noch das Reibungsglied außer acht, dann erhalten wir wieder die sehr einfachen und in Kap. 8.2 diskutierten Ergebnisse der akustischen Theorie. Ein Vergleich von theoretisch ermittelten und mit einem Einspritzgesetz-Indikator gemessenen Einspritzverläufen zeigt aber, daß die Reibung zur Vermeidung größerer Resultatsverfälschungen auch schon bei relativ kleinen Leitungslängen in Rechnung gestellt werden sollte. Ersetzen wir die auf das Massenelement bezogene Reibungskraft FR dpR r--- QKALdX - QKdX

mit Berücksichtigung des Rohrreibungsdruckverlustes

durch den Ausdruck r= kw,

dann lautet die Bewegungsgleichung

aw 1 ap -+--+kw=O. at

QK

ax

293

I0.1. Einspritzverlauf

Mit der auf den Leitungsdurchmesser dL bezogenen Reynolds-Zahi ReL = w dL VK

gilt nach [45] für den Reibungsfaktor bei turbulenter Strömung (I 0.3) und bei laminarer Strömung (ReL < 2300) 32 w k=k,=--. ReL dL

(I 0.4)

Die partielle Differentiation der Kontinuitätsgleichung nach x ergibt

und aus der partiellen Differentiation der Bewegungsgleichung nach t folgt

Diese beiden Gleichungen liefern nach ihrer Zusammenfassung die sogenannte Telegrafengleichung

o2w

ox 2

-

I ß2w Ot 2

ak

k ßw _ O

-

ak at - '

(10.5)

die mit dem Charakteristikenverfahren schrittweise gelöst werden könnte. Auf eine Beschreibung dieses Lösungsweges [14] soll hier aber verzichtet werden, da es rechenprogrammtechnisch wesentlich einfacher ist, mit der akustischen Theorie zu arbeiten und die Leitungsreibung durch einen Druckminderungsfaktor zu berücksichtigen. Wir übernehmen also unmittelbar die Gleichungen 8.63 bis 8.66, die mit w0 = 0 für die Strömungsgeschwindigkeit in dem pumpenseitigen Leitungsende den Zusammenhang (I 0.6) und für die von der Pumpe zur Düse vorlaufende Druckwelle den Wert

Pv.P = Pv - Po - Pr.P

(10.7)

liefern. Für die Strömungsgeschwindigkeit am düsenseitigen Leitungsende gilt (I 0.8)

294

I0. Gemischbildungsvorgänge

und ftir die von der Düse zur Pumpe rücklaufende Druckwelle

= Po -

Pr,D

(10.9)

Po - Pv,D•

Zur Berücksichtigung der Reibung werden nun die Amplituden der jeweils am Leitungsende anlangenden Druckwellen mit dem Druckminderungsfaktor {} multipliziert. An der Düsenseite gilt also für die von der Pumpe vorlaufende Welle

Pv,D

= -ßpv,P

(10.10)

und an der Pumpenseite ftir die von der Düse rücklaufende Welle

= -ßpr,D·

Pr,P

(10.11)

Nach den in [115] durchgeführten Untersuchungen erhält man den Druckminderungsfaktor aus der Gleichung (10.12) Der von der dimensionslosen Förderzeit VK1T

T

(tF

(10.13)

= --tF AL

= Förderzeit der Pumpe) abhängige ｆ｡ｫｴｯｲｾ＠ 1: 1 ."=1+-

2T

berechnet sich aus

[I:OC ( 8 -1 ) e-TOI2] i. 2 i=l

ｷｾ＠

wI

I

(10.14)

Darin sind w; die Nullstellen der Besse/-Funktion (-1)' W (v!)2 (

oo

Jo(ool

=L

2)

v=O

2v

(10.15)

nullter Ordnung [57]. Für die Kraftstoffzähigkeit kann eingesetzt werden VK

= 2 · I0-6 m2 js.

Damit sind alle Gleichungen zur Berechnung der Leitungsdruckschwingungen zusammengestellt. Die Ermittlung der an den Leitungsenden auftretenden Drücke erfolgt unter Verwendung der Druckwellengleichungen und dem für Flüssigkeiten gültigen Ausflußgesetz -dQ =aA

dt

ｾ＠

-.::lp QK

(10.16)

durch eine schrittweise Lösung (Runge-Kutta- Verfahren) der nachstehenden, an der Pumpe und an der Düse gültigen Kontinuitäts- und Bewegungsgleichungen.

I0.1. Einspritzverlauf

295

Kontinuitätsgleichung für den Pumpenraum: dpp

EK [

dt =vP

dxv dxK qKdt- qvdt- apAp

-avAv

2 -(pp- Pv)

(10.17)

Qk

Kontinuitätsgleichung für den Druckventilfederraum: EK [ dxv dpv = - qv- +nvAv dt Vv dt

(10.18)

Bewegungsgleichung für das Druckventil:

I d 2 xv - - = - (qv(pp- Pv)- CvXv- Fv). mv dt2 Kontinuitätsgleichung für den Düsenvorraum:

(10.19)

(10.20) Bewegungsgleichung für die Düsennadel:

d 2 x0

I

[qoPo- CoXo- Fo] . -- = mo dt2 Den Einspritzverlauf erhält man dann aus dQo - - =noAo dt

2 -(po- Pz).

(10.21)

(10.22)

QK

(Da die an dem Druckventil und an der Düsennadel angreifenden Dämpfungskräfte die Vorgänge nur sehr wenig beeinflussen [ 116], wurden sie in den Bewegungsgleichungen nicht berücksichtigt.) Der Rechnungsgang kann nun in folgende Phasen unterteilt werden: I. Phase. Das Druckventil ist noch geschlossen und der nach oben bewegte Kolben erhöht den Druck im Pumpenraum nach Gleichung I 0.17 mit qv = 0 und Av = 0.

2. Phase. Beim Erreichen des Ventilöffnungsdrucks beginnt die Hubbewegung des Druckventils, wobei der damit verbundene Druckaufbau im Druckventilfederraum bzw. am Leitungsanfang eine von der Pumpe zur Düse vorlaufende Druckwelle auslöst. Die Gleichungen I 0.17 bis I 0.19 liefern mit Av = 0 die Drücke im Pumpenraum und am Leitungsanfang (vorlaufende Druckwelle) sowie den Druckventilhub.

296

I0. Gemischbildungsvorgänge

3. Phase. Beim Austauchen des Entlastungskolbens beginnt die Kraftstofförderung vom Pumpenraum in die Leitung. Jetzt ergeben die vollständigen Gleichungen I0.17 bis 10.19 den Pumpenraumdruck, den Druck am Leitungsanfang und die Druckventilbewegung. 4. Phase. Beim Erreichen des geometrischen Förderendes - die schräge Steuerkante gibt den Abflußquerschnitt frei - beginnt der Druckabbau im Pumpenraum. (Rechnung mit den Gleichungen 10.17 bis 10.19). Sobald der Entlastungskolben in die Bohrung eintaucht, wird mit Av = 0 weiter gerechnet. 5. Phase. Das Druckventil ist wieder geschlossen. Gleichung I0.18 liefert mit Av = 0 und dxv/dt = 0 den nur noch durch die Leitungsdruckschwingungen bestimmten Druck im Druckventilfederraum bzw. am Leitungsanfang. Bei der Rechnung wird zunächst für den Zeitabschnitt t ｾ＠ 2L/aK (Laufzeit der Druckwelle von der Pumpe zur Düse und zurück), in dem noch keine Rücklaufwelle vorhanden ist, die von der Pumpe vorlaufende Druckwelle ermittelt. Mit dieser Vorlaufwelle werden dann mit den Gleichungen 10.20 bis 10.22 die Vorgänge an der Düse und die rücklaufende Welle berechnet, die dann für das nächste Zeitintervall einer doppelten Wellenlaufzeit für die weitere Berechnung der Pumpenvorlaufwelle bekannt ist. In entsprechender Weise werden auch die nach einer Wellenlaufzeit beginnenden Rechnungen an der Einspritzdüse zeitlich unterteilt, wobei man ebenfalls 5 Phasen zu unterscheiden hat: I. Phase. Bis zum Erreichen des Düsenöffnungsdrucks liefert die Gleichung 10.20 mit q0 = 0 und A0 = 0 den Druck im Düsenvorraum und die rücklaufende Welle. 2. Phase. Bei der Aufwärtsbewegung der Düsennadel liefern die Gleichungen I 0.20 bis I 0.22 den Druck im Düsenvorraum und die rücklaufende Welle sowie den Düsennadelhub und den Einspritzverlauf. 3. Phase. Die Düsennadel hat - evtl. - die Hubbegrenzung erreicht und die weitere Rechnung erfolgt mit dx 0 /dt = 0. 4. Phase. Bei Unterschreiten des Düsenschließdrucks beginnt die Abwärtsbewegung der Düsennadel und die Rechnung wird mit den vollständigen Gleichungen I0.20 bis I0.22 fortgeführt. 5. Phase. Die Düse ist wieder geschlossen und Gleichung I 0.20 ergibt mit qv = 0 und A0 = 0 den Druck im Düsenvorraum und die Rücklaufwelle. Die für die Rechnungen benötigten Durchflußbeiwerte können näherungsweise mit av ::::: a 0 ::::: 0,65 eingesetzt werden. Genauere Resultate sind aber nur zu erzielen, wenn

10.2 . Kraftstoffstrahlen

297

diese Durchflußzahlen versuchsmäßig bestimmt werden. Bezüglich der Möglichkeiten einer rechnerischen Simulation von Hohlraumbildungen sei hier auf die Ausführungen in [ 114] verwiesen.

10.2 Kraftstoffstrahlen Der zeitliche Verlauf der Kraftstoffeinspritzung ist zweifellos ein sehr wichtiger, die Güte der Gemischbildung und Verbrennung mit beeinflussender Faktor. Entscheidend ist aber letztlich, in wie weit es gelingt, die einzelnen Kraftstoffteilchen auch mit dem für die Verbrennung erforderlichen Sauerstoff zu versorgen. Wenn wir zunächst einmal absehen von Verbrennungsverfahren, die mit einer sehr ausgeprägten Kraftstoffwandanlagerung arbeiten, dann sind für die Vermischungsprozesse bereits die Vorgänge der Kraftstoffstrahlausbreitung und des Strahlzerfalls von großer Bedeutung. Der aus der Düsenbohrung austretende Kraftstoffstrahl hat die in Bild 10.2 skizzierte Form eines Kegels mit einem etwa halbkugelförmigen Abschluß. Zur rechnerischen Abschätzung der Eindringtiefe eines Strahls könnte man von der Lösung der Bewegungsgleichungen ausgehen und dabei - sehr stark vereinfachend - den Strahl als einen zusammenhängenden, starren Körper auffassen [14] oder auch die Vorgänge des Impulsaustausches zwischen der Flüssigkeit und der Umgebungsluft mit berücksichtigen [117]. Es ist aber sicherer, experimentelle Befunde zur Formulierung eines Zusammenhangs zwischen dem Strahlspitzenweg und den ihn beein- flussenden Parametern zu nutzen. Bei der Aufstellung solcher empirischen Gleichungen sollte man stets darum bemüht sein, z.B. mit Hilfe der später am Beispiel des Strahlzerfalls erläuterten Dimensionsanalyse die verschiedenen Einflußparameter zu dimensionslosen Kennzahlen zusammenzufassen. Ganz abgesehen davon, daß dann die Ergebnisse - so wie es ja auch verlangt werden muß - unabhängig sind von der Wahl der Größeneinheiten, liegt der entscheidende Vorteil dieser Kennzahlendarstellungen in der Einsparung von Versuchsarbeit, da man die Anzahl der zu variierenden Parameter erheblich verringern kann. Die für die Strahlbewegung maßgeblichen Kennzahlen sind 'TTI

Ss = -, do

das Verhältnis von Strahlspitzenweg ss und Düsenlochdurchmesser d 0 und

Darin ist apE das Einspritzdruckgefälle, QL die Dichte der Brennraumluft und t die Zeit. Eine Auswertung von Versuchsergebnissen ergibt nach [14] folgenden,

I 0. Gemischbildungsvorgänge

298

llpE = 200 bar

2L

gL

ｾ＠

mm

= 15 kg/m 3

150 m/s

100

so 2

3 _t_

s

Bild 10.2. Strahlausbreitung

zahlenmäßigen Zusammenhang: ss do = 7,4

tyｾ＠ 11PE )2.4 (In IOOdo.JQL

(10.23)

Bild 10.2 zeigt ein Beispiel für den mit (10.23) berechneten Strahlspitzenweg und für die Strahlspitzengeschwindigkeit Ws in Abhängigkeit von der Zeit für zwei verschiedene Düsenlochdurchmesser. Die Strahlanfangsgeschwindigkeit ergibt sich dabei mit dem Düsen-Reibungsbeiwert

B

(10.96)

Z

Für die aus dem Ringraum in die Mittenzone übertretenden Gasvolumina gilt dV,

VR = -Vz dVR - = -dVR + -dVz Vz Vz

(10.97)

und für die radiale Gasgeschwindigkeit

w,=

I dV, dx --. 1ra(h" + x) dx dt

Mit dem Ringraumvolumen

(10.98)

319

10.5. Brennraumgasströmungen

und mit Berücksichtigung von (1 0.95) berechnet sich dann die Radialgeschwindigkeit aus (10.99)

w,=

Bei der Ermittlung der vom Kolben aufzuwendenden Brennraumgas-Strömungsarbeit W ss ist zu beachten, daß nach Überlaufen der Kolbenstellung a

,

1:2

x ::; 4(1 - o"s) -

( 10.1 00)

h"

die Radialgeschwindigkeiten größer werden als die Axialgeschwindigkeiten. Bei Vernachlässigung der Strömungsverluste erhält man die differentielle Strömungsarbeit aus (10.101)

70 Cm.Bw a.r C m

m/s

s

= 1,20

E

=

d

cm.B =

17 10 m/s

--wa --w,

50

ｾ Ｘ ］＠ 0,4 ; h 0 = 1 mm

Ｘ ］ＰＮＴＬ＠ ｾ

ＳＰｾＭＫｩ＠

ｾ

ｾ･］＠

240

260

h 0 =1.5mm

Ｘ ］＠ 0.5; h 0 : 1

0.6 , h 0 = 1 mm

280

300

320

340 t.p o.T.

°KW Bild 10.11. Geschwindigkeiten der Quetschströmung

I 0. Gemischbildungsvorgänge

320

8 ·10-3 r----------- --. 918 91

...L = 1.2

2 p (cms) BS Cm

d

e:

=17

cme= 10 m/s

6

bar

9 18 =1.225 kg/m3

L.

2

ＰＫＭｾ＠

O,L.

0,3

0,5

0,6

Bild 10.12. Mittlerer Strömungsdruck der Quetschströmung

Da wir davon ausgehen, daß die Kompression bereits im unteren Totpunkt beginnt, die Frischgasmasse also durch

festgelegt ist, gilt für die vom Kolben sowohl bei der Verdichtung als auch bei der Expansion zu leistende und praktisch als Verlust zu buchende, auf den Hubraum bezogene Strömungsarbeit, d.h. für den mittleren Strömungsdruck

E "ｾｉ＠ Pss=--E-

I 2

l

dVx w2 dV wa2'd . [Jx=x' rad+ Jx=O x x=x' Vz dx x=s Vz dx

(10.102)

Die Bilder I 0.11 und I0.12 zeigen einige Beispiele für den Verlauf der Strömungsgeschwindigkeiten in Abhängigkeit von der Kolbenstellung und für den mittleren Strömungsdruck, wobei cmB und Q18 die den Rechnungen zugrunde gelegten Bezugswerte der mittleren Kolbengeschwindigkeit bzw. der Anfangsgasdichte sind. Wie man sieht, sind die bei solchen Quetschströmungen auftretenden p88 - Werte vernachlässigbar gering. Es wird aber auch deutlich, daß eine nennenswerte Unterstützung der Gemischbildung durch die Radialströmung nur in einem sehr engen Kurbelwinkelbereich möglich ist und die für die Gemischbildung wichtigeren Axialgeschwindigkeiten verhältnismäßig klein bleiben. Der durch die Quetschströmung in der Kolbenmulde entstehenden Wirbelbewegung wird nun sehr häufig noch eine zylinderaxiale Rotation der Gasmassen überlagert. Solche Drallströmungen können bei ungeteilten Brennräumen durch entsprechend geformte Einlaßkanäle schon beim Einströmvorgang erzeugt werden. Man arbeitet hier entweder mit einem Tangentialkanal oder - häufiger -

321

10.5. Brennraumgasströmungen

Drallkanal Tangentialkanal Bild 10.13. Drallerzeugende Einlaßkanäle

mit einem Drallkanal, siehe Bild I 0.13. Im ersten Fall wird das Frischgas etwa tangential in den Zylinder eingeleitet, im zweiten Fall wird ihm durch einen spiralig um den Ventilschaft herumgezogenen Kanal schon vor Eintritt in den Zylinder ein Drall erteilt. Im Prinzip handelt es sich aber immer um eine gezielte Querschnittsversperrung, womit natürlich erhöhte Druckverluste bzw. Liefergradeinbußen verbunden sind. In Bild 10.14 sind die mit einem Drallkanal bei stationärer Strömung mit einem Flügelradanemometer gemessenen Winkelgeschwindigkeiten der in den Zylinder eintretenden Luft wiedergegeben. Die Riebtwirkung solcher Kanäle wird demnach bei Zunahme der Kanal-Strömungsgeschwindigkeit, d.h. bei Vergrößerung des Ventilhubs, verstärkt. Wie u. a. in [ 131] anband von Meßergebnissen gezeigt wird, hat die im Zylinder vorliegende Drallströmung etwa die Form eines Festkörperwirbels. Für die beim Ansaughub jeweils vorhandene Winkelgeschwindigkeit der Zylinderladung kann angeschrieben werden (10.103) Die dieser Gleichung zugrunde liegende und sicher nicht zutreffende Annahme eines sofortigen Drehimpulsaustauschs ist für unsere Betrachtungen bedeutungslos. Die Gleichung wird nämlich nur benutzt zur Abschätzung des am Ende des Ladungswechsels vorhandenen Gesamtdralls der Zylinderladung, die ohne

322

10. Gemischbildungsvorgänge

1000 Cax=

10 m/s

Drallkanal

800 600 400

I

200

I

I

I

L

V

V

_./ 2

4

6

8

10

...!1. 12 mm

Bild 10.14. Winkelgeschwindigkeiten der in den Zylinder eintretenden Luft

den Einfluß einer radialen Luftmassenverlagerung spätestens bei Annäherung an den oberen Totpunkt eine einheitliche Winkelgeschwindigkeit angenommen hat [ 131 ). In Bild 10.15 sind beispielhaft neben dem Verlauf der auf wK bezogenen Winkelgeschwindigkeiten der Eintrittsluft die mit Gleichung 10.103 berechneten Wz- Werte dargestellt. Die einströmenden Luftmassen wurden hier durch eine Ladungswechselrechnung ermittelt. Man kommt aber fast zu dem selben Ergebnis, wenn man eine Proportionalität zwischen der einströmenden Luftmasse und der Kolbengeschwindigkeit und einen nur vom oberen bis zum unteren Totpunkt vollzogenen Ladungswechsel voraussetzt. Da die bei der stationären Messung im Zylinder auftretende, axiale Absinkgeschwindigkeit der mittleren Kolbengeschwindigkeit entspricht, also ｾ＠

SWK

Cax=Cm = 1T

angeschrieben werden kann, gilt flir die Umrechnung der Meßwerte auf die realen Motorverhältnisse

Mit den einströmenden Massenelementen dmE

dx

dx d 160 u.T. 200 °KW

Bild 10.15. Relative Winkelgeschwindigkeit der einströmenden Luft und Winkelgeschwindigkeit der im Zylinder vorhandenen Luftmasse

und mit ihrem Integral

erhält man entsprechend ( 10.103) mit Berücksichtigung von ( 10.95) die schon in [ 132] angegebene Gleichung zur Berechnung der Gesamtladungs-Winkelgeschwindigkeit (10.104) Von besonderem Interesse sind natürlich die Brennraum-Strömungsverhältnisse während der Gemischbildung und Verbrennung. Bei Einsatz eines Muldenkolbens wird die rotierende Ladung beim Aufwärtsgang des Kolbens wieder nach innen verdrängt, wobei sich ihre Winkelgeschwindigkeit nach dem Drallsatz erhöht. Da durch Messungen nachgewiesen wurde [ 131 ], daß die Muldenluft

324

I 0. Gemischbildungsvorgänge

)(

5

u. T. ---"'1'-

Bild 10.16. Brennraum-Volumenaufteilung

zumindest in dem für uns interessanten Bereich der oberen Kolbenstellungen auch nach der Massenverlagerung wie ein fester Körper weiterrotiert, kann die Geschwindigkeit dieses Muldenwirbels mit der Annahme eines konstanten Gesamtdrehimpulses folgendermaßen abgeschätzt werden: Die Luft soll in dem Mittenraum V Mi> siehe Bild 10.16, mit der einheitlichen Winkelgeschwindigkeit {}Mi

WM

= WMi = ｾ＠ÖMi

(10.105)

rotieren. Für den Drehimpuls der Mittenzone gilt (10.106) In diesen Gleichungen sind 6M; und f>z 1 die Trägheitsmomente der Mittenzonenluft bzw. der Zylindergesamtladung im unteren Totpunkt. Gehen wir nun davon aus, daß die Luft in allen Höhenschichten des Ringraums gleichmäßig nach innen verdrängt wird, dann ist die bei einer bestimmten Kolbenstellung im Ringraum VR vorhandene Luftmasse bei Beginn des Kompressionshubes in der in Bild 10.16 durch Vi gekennzeichneten Zone wiederzufinden. Für dieses Ringraumvolumen gilt (10.107) Dabei ist e, das auf die jeweilige Kolbenstellung bezogene Verdichtungsverhältnis. Für den Drehimpuls der Ringraumluft kann also angeschrieben werden (10.108)

10.5. Brennraumgasströmungen

325

Für die Winkelgeschwindigkeit der Muldenluft gilt dann schließlich WM =

(10. 109)

Wzg·

a D'Mi

Für einen Ringraumdurchmesser d. > a erhält man die Umfangsgeschwindigkeit mit dem Drallsatz ､ｾ＠

dn

cu.n - cu. dn *22und mit

unter Berücksichtigung von (I 0.1 07) aus Cu.n

I (

= 2dn

2

d -

4E, VR.n

1T(ho

+ S)

)

Wzg·

(10.1 10)

Die mit (I 0. 109) berechneten Winkelgeschwindigkeiten sind als Mittelwerte aufzufassen, denn die am oberen Muldenrand auftretende und nach dem Drallsatz durch die Beziehung

festgelegte Winkelgeschwindigkeit der Ringraumluft wird in der Mulde durch den Impulsaustausch mit der Muldengasmasse etwas abgebaut, wobei etwa eine lineare wM-Abnahme von der Muldenöffnung zum Muldenboden angenommen werden kann. Es sei nur der Vollständigkeit halber noch darauf hingewiesen, daß die mit der Annahme eines konstanten Dralls verbundene Zunahme der Rotationsenergie natürlich ebenfalls vom Kolben aufzubringen ist. Dieser Arbeitsbetrag ist aber auch so klein, daß er bei Verlustbetrachtungen genauso wie die Quetschströmungsarbeit außer acht gelassen werden kann. Wie ein Vergleich mit den Ergebnissen meßtechnischer Untersuchungen zeigt [ 131 ], können die Strömungsvorgänge mit diesem vereinfachten Rechnungsmodell schon ausreichend genau beschrieben werden. Bild I 0.17 zeigt ein Beispiel für den theoretisch ermittelten Verlauf der Umfangsgeschwindigkeiten in der Kolbenmulde und im Ringraum als Funktion der Kolbenstellung. Während der Kompression nimmt die Winkelgeschwindigkeit in der Kolbenmulde ständig zu, wobei der Festkörperwirbel im Ringraum in Richtung auf einen Potentialwirbel Hmgebildet wird, dessen Kern hier durch die Mittenzonenluft dargestellt wird. Die im rechten Bildteil noch einmal getrennt eingezeichneten Umfangsgeschwindigkeiten auf dem äußeren Muldendurchmesser werden in diesem Beispiel bis zum Ende der Kompression um das mehr als Fünffache ihres Ausgangswertes vergrößert. In Bild 10.18 sind schließlich noch einige Ergebnisse theoretischer Untersuchungen über den Einfluß verschiedener Konstruktionsparameter auf die Winkelgeschwindigkeit der Muldenluft in relativierter Form zusammengestellt. Während

I0. Gemischbildungsvorgänge

326

6000

120

WM

Clu

s-1

m/s

100

5000

80

4000

60

3000

40

2000

2

1000

u.T.200

+ E

240

=1.0

= 17

Wzg=1000

-1

Bild 10.17. Gasrotation beim Kompressionshub

das Verdichtungsverhältnis praktisch ohne Einfluß ist, nimmt die Intensität des Brennraumwirbels bei Vergrößerung des Brennraumdurchmessers natürlich sehr schnell ab. Selbstverständlich werden die wM- Werte auch bei Verkleinerung des Bub-Bohrungsverhältnisses und bei Vergrößerung des Kolbenspaltmaßes erheblich abgebaut. Die im Spaltraum eines Dieselmotors zurückbleibende Luft kann sich also in zweifacher Weise schädlich auswirken, denn zum einen nimmt sie ja erst verspätet an dem Gemischbildungs- und Verbrennungsprozeß teil und zum anderen kann sich auch die Verringerung des Muldenluftdralls negati:v bemerkbar machen. Wenn gerade der zweifellos vorhandene Zusammenhang zwischen der Muldenluft-Rotationsgeschwindigkeit und der Gemischbildungsgüte angesprochen wurde, dann stellt sich natürlich die Frage nach der optimalen Wirbelfrequenz. Bevor wir den Versuch unternehmen, diese Frage zu beantworten, sei noch einmal in Erinnerung gebracht, daß bei den Direkteinspritzern bezüglich der Art

I 0.5. Brennraumgasströmungen

327

1,4T'"'"""-------, B =Bezugspunkt

0,6.f----+---l----1 0,8 1,0 1,2 V.

d

s

0

0,01

0,02

1,4.-r----.,.---.----.

(::J

0,03 ｾ＠

s

o.T. 8

1ＬＰＫＭＢＧｾ＠

0,6.f----+---l----l 0,3 0,4 0,5 0,6 __g_ d

12

14

16

18

Bild 10.18. Einfluß verschiedener Konstruktionsparameter auf die Winkelgeschwindigkeit der Muldenluft

des Mischvorganges zwei Extreme zu unterscheiden sind. In dem einen Fall wird der Kraftstoff zum größten Teil an der Brennraumwand angelagert und später durch den Prozeß der thermischen Mischung der Verbrennung zugeführt, im anderen Fall wird er schon während der Einspritzung möglichst gleichmäßig auf die Luft verteilt. Eine einwandfreie Verbrennung des wandangelagerten Kraftstoffs verlangt u. a. eine - wie auch immer zu definierende - optimale Gemischzusammensetzung in den von der Wand ausgehenden Reaktionszonen, die wiederum durch die Geschwindigkeit der Filmverdampfung und durch die Geschwindigkeit der Luftzufuhr, d.h. durch die Wirbelintensität, bestimmt wird. Daneben beinflußt die Wirbelstärke natürlich auch den weiteren Ablauf des thermischen Mischungsprozesses. Eine theoretische Abschätzung der optimalen Wirbelstärke, die wir nachfolgend durch die auf den oberen Totpunkt bezogene Muldenluft-Drallzahl D

_

Mopro.T.-

WMoplo.T. WK

kennzeichnen wollen, ist zwar nicht möglich. Man kann aber einige qualitative Überlegungen anstellen z.B. über den Einfluß der mittleren Kolbengeschwindigkeit bzw. bei einem Motor bestimmter Größe über den Einfluß der MotordrehzahL Die Umfangsgeschwindigkeit der Muldenluft wächst etwa proportional mit der mittleren Kolbengeschwindigkeit [ 131 ]. Wie Messungen zeigen [ 128], gilt das auch für die auf die Flächeneinheit bezogene Abdampfungsrate des Kraft-

328

10. Gemischbildungsvorgänge

stoffilms. Das kann damit erklärt werden, daß die Nichtlinearität zwischen der Strömungsgeschwindigkeit und dem konvektiven Wärmeübergang - der Einfluß der Flammenstrahlung ist nur von untergeordneter Bedeutung [ 130] - durch die wachsende Brennraumwandtemperatur kompensiert wird. Es kommt aber noch hinzu, daß mit der Kolbengeschwindigkeit auch die auf den Kurbelwinkel bezogene Einspritzdauer zunimmt. Dieser verlängerte Spritzwinkel bewirkt wiederum zusammen mit der erhöhten Luftgeschwindigkeit eine größere Ausbreitung des Kraftstoffilms, was ebenfalls im Versuch nachgewiesen wurde. Insgesamt wird also die absolute Filmverdampfungsrate überproportional mit Cm anwachsen. Im oberen Drehzahlbereich eines Motors könnte man demnach mit kleineren Drallzahlen arbeiten und damit auch den negativen Einfluß hoher Wirbelgeschwindigkeiten auf den Liefergrad und auf die Kühlverluste begrenzen. In völliger Übereinstimmung mit der Versuchserfahrung führt aber ein für die Nennleistung optimierter Drallkanal im unteren Drehzahlbereich durch die hier nun unzureichende Wirbelintensität zu einer erheblichen Verschlechterung des Verbrennungsablaufs, so daß stets ein Kompromiß erforderlich wird. Nach den in [ 133] mitgeteilten Ergebnissen von Prüfstandsmessungen, die später noch durch weitere Versuche ergänzt wurden, kann als grober Richtwert für die bei überwiegender Kraftstoffwandanlagerung (Index W) optimale Drallzahl der Zusammenhang 0,6

DMWoplo.T.

ｾ＠

15

( CmB )

ｾ＠

(10.111)

angegeben werden. Darin ist für den Bezugswert der mittleren Kolbengeschwindigkeit Cms = 10m/s einzusetzen. Bei der luftverteilenden Einspritzung (Index L) kann davon ausgegangen werden, daß eine optimale Kraftstoffverteilung dann erreicht wird, wenn die von der rotierenden Strömung erfaßten Kraftstoffteilchen während der Einspritzung gerade den zwischen zwei Kraftstoffstrahlen befindlichen Luftsektor durchlaufen. Die hierzu notwendige Drallzahl könnte mit den vorstehend beschriebenen Verwehungsrechnungen recht gut abgeschätzt werden. Es ist aber nun nicht gesagt, daß bei diesem Drallwert auch der gesamte Gemischbildungs- und Verbrennungsprozeß des luftverteilten Kraftstoffs optimal abläuft. Auf der einen Seite kann sich zwar eine höhere Luftwirbelintensität negativ auswirken, wenn die von einem Strahl abgelösten, brennenden oder schon verbrannten Kraftstoffteilchen in den luftstromabwärts gelegenen Strahl hineingetragen werden und dort die Gemischbildung stören. Auf der anderen Seite wird aber die spätere Sauerstoffversorgung der einzelnen Reaktionszonen - und damit die Rußverbrennung - durch sehr intensive Gasströmungen sicher begünstigt. Versuche zeigen, daß eine optimale Abstimmung meistens etwas höhere Drallzahlen erfordert als die für eine ausreichend gute Kraftstoffverteilung rechnerisch ermittelten Werte. Bezeichnen wir den Sektorwinkel mit 'Ps und die auf den Kurbelwinkel bezogene Einspritzdauer (bei Vollast) mit 'PED· dann kann die auf den oberen Totpunkt bezogene, optimale Drallzahl näherungsweise aus DMLopto.T.

ｾ＠ 2,0

'Ps 'PED

(10.112)

10.5. Brennraumgasströmungen

329

Bild 10.19. Schema zur Wirbelkammerströmung

ermittelt werden. Wie man an Beispielen überprüfen kann, sind die mit dieser Gleichung berechneten und für die luftverteilende Kraftstoffeinspritzung günstigsten Drallzahlen wesentlich kleiner als bei der Kraftstoffwandanlagerung. Da nun auch bei Vielstrahlverfahren - abgesehen von Großmotoren - eine Wandanlagerung gewisser Kraftstoffteilmengen gar nicht zu vermeiden ist, wird auch hier wieder ein Kompromiß bei der Festlegung der Wirbelfrequenz erforderlich. Bezeichnen wir die wandangelagerte und mit den im letzten Kapitel beschriebenen Rechnungen abschätzbare Kraftstoffmenge mit mKw und die gesamte Einspritzmenge mit mKges. dann kann als Richtwert für die optimale Drallzahl der Zusammenhang DMopto.T. :::::: DMLopto.T.

mKw +- ( DMwopto.T. mKges

DMLopto.T.

)

(10.113)

angegeben werden. Wie ein Vergleich mit den bei der Entwicklung von DirekteiDspritzern gewonnenen Versuchserfahrungen zeigt, können mit einer auf diesem Wege vorgenommenen, theoretischen (Vor-) Optimierung der Drallstärke recht gute Ergebnisse erzielt werden. Untersuchen wir nun auch die Strömungsvorgänge bei den mit indirekter Einspritzung arbeitenden Motoren und betrachten zunächst das Wirbelkammerverfahren, Bild 10.19. Hier erzeugt die mit der Geschwindigkeit wE durch den effektiven Strömungsquerschnitt IJ.Aw tangential in die Kammer einströmende Gasmasse dmE eine Rotationsbewegung, die wir ebenfalls durch einen Festkörperwirbel beschreiben wollen. Bei Vernachlässigung der Strömungsverluste gilt dann für die auch hier vom unteren Totpunkt aus berechnete - Winkelgeschwindigkeit ww der Wirbelkammerluft (IO.ll4) Darin ist (10.115)

330

I 0. Gemischbildungsvorgänge

=

=

Trägheitsradius das Trägheitsmoment der Wirbelkammerluftmasse mw (RT 0,63 Rw bei kugelförmiger Kammer). Lassen wir auch die nur geringen Druckbzw. Dichteunterschiede der Luft im Kammer- und Zylinderraum Vw bzw. Vz wieder außer acht, dann kann mit Einführung der in (10.94) und (10.95) definierten Funktionen f(q>) und g(q>) entsprechend Gleichung 9.44 für das in die Kammer eintretende Gasvolumen angeschrieben werden Vw dVz Vw + Vz dt

=

(10.116)

Die Strömungsgeschwindigkeit berechnet sich aus WE

I dVE = ---f.l.Aw dt

und die Gasdichte (mit VK

(10.117)

= Kompressionsraum) aus (10.118)

Aus der Zusammenfassung von (I 0.114) bis ( 10.118) erhält man schließlich für die Wirbelkammerdrallzahl die Gleichung

1"'

g2 (q>) Dw =Ww - = Kw [ -I- + f(q>) ] 3 dq>. (10.119) wK e-1 ,. [1/(e-l)+f(q>)]

Darin ist (10.120) eine dimensionslose Ähnlichkeitskenngröße und CT = Vw/V K das BrennraumUnterteilungsverhältnis. Wie aus dem in Bild I 0.20 wiedergegebenen Rechenbeispiel ersichtlich, liegen die Wirbelkammer-Drallzahlen wesentlich höher als die KolbenmuldenDrallzahlen direkteinspritzender Motoren. Diese hohen Dw-Werte sind aber auch notwendig, da der Luftwirbel während der (Vollast-) Einspritzdauer mindestens eine Umdrehung machen sollte. Berücksichtigt man nur die Gemischbildung in der Wirbelkammer, dann wäre es zur Begrenzung der mit den Strömungsgeschwindigkeiten anwachsenden Strömungs- und Kühlverlustarbeiten vielleicht ausreichend, den Überströmquerschnitt so zu bemessen, daß sich nur dieser Mindestdrallzahlwert einstellt. Da aber der Energieumsatz im Vollastbereich zum überwiegenden Teil, nämlich zu ca. 70 %, im Hauptraum erfolgt und hierfür eine ausreichend hohe, durch den Ausströmvorgang erzeugte Gemischbildungsenergie bereitgestellt werden muß, ist ein engerer Strömungsquerschnitt vorteilhafter. Beim Pkw-Dieselmotor, dem heutigen Haupteinsatzgebiet des Wirbelkammerverfahrens, liegt der Optimalwert des Verbindungskanalquerschnitts etwa im Bereich von 0,8 bis 1,2 % der Kolbenfläche.

I0.5. Brennraumgasströmungen

331

50 Kw=18 a = o.s

40 r - -

E = 23

30

II

J

20

10

0

___..V u.T. 200

220

240

260

V 280

/

V\

'

V

300

320 ｾ＠

340

o.T.

°KW

Bild 10.20. Wirbelkammer-Drallzahl als Funktion des Kurbelwinkels

Zur näherungsweisen Berechnung der vom Kolben aufzubringenden und praktisch wieder als Verlust zu buchenden Strömungsenergie könnten die Gleichungen I 0.1 16 bis I 0.118 herangezogen werden. Wir wollen jetzt aber von dem allgemeineren Fall ausgehen, daß die zwischen den beiden Brennräumen auftretenden Druckdifferenzen nicht mehr zu vernachlässigen sind. Das gilt vor allem für Vorkammermotoren, bei denen die Brennraum-Verbindungsquerschnitte nur etwa in der Größenordnung von 0,3 bis 0,5% der Kolbenfläche liegen. Für die während der Kompression im Zylinder auftretende Druckänderung kann entsprechend Gleichung 8.33 angeschrieben werden

ｾ＠ 1\1 dVz) dPz = Pz ( -Ky2RTzaAv-dtK - . Vz Vz

(10.121)

Av = Überströmquerschnitt der Vor- (oder Wirbel-) Kammer, av = Durchftußbeiwert. (Die geringen Unterschiede derK-und R-Werte im Zylinder und in der Kammer werden hier vernachlässigt.) Die zu Beginn der Kompression vorhandenen, im Zylinder- und Kammerraum als gleich groß angenommenen Zustandswerte sollen wieder durch den Index I gekennzeichnet werden. Mit der Annahme adiabatischer Zustandsänderungen,

I0. Gemischbildungsvorgänge

332

d.h. mit

sowie mit dem Zylindervolumen

] 1- a Vz = AKs [ - - + f(-

ｾ＠

cos2q>).

(13.6)

366

13. Triebwerksdynamik

h

Bild 13.5. Kräfte am Kurbeltrieb

Die Kolbengeschwindigkeit erhält man dann aus dx dx d

c:

ｾ＠

IXl

00

498

18. Kurbelgehäuse

Bild 18.7a. Graugußkurb elgehäuse eines luftgekühlten Nutzfahrzeug motors (KHD)

A-A

ｾ＠

(IQ

:l

c:

:l

::r

(")

ｾ＠

c:l

i->

00

500

18. Kurbelgehäuse

18.2. Berechnung

50 I

nach [213] in Graugußgehäusen einen Wert von 30 N/mm 2 und in Leichtmetallgehäusen einen Wert von 24 N/mm 2 nicht überschreiten, wobei als kraftleitende Wandbreite bw bei Grauguß etwa das Vierfache und bei Leichtmetall etwa das Dreifache des Zylinderkopfschraubendurchmessers angenommen werden kann. Als ein Maß für die Gefahr eines - die Funktion der Zylinderkopfdichtung beeinträchtigenden- überhöhten Einschlags der bei eingesetzten Zylinderbüchsen notwendigen Zylinderbund-Auflagefläche A8 kann die Flächenpressung Fv

(18.2)

Pound= Ao

unter der Belastung durch die Vorspannkraft Fv der bis an die Streckgrenze angezogenen Zylinderkopfschrauben ermittelt werden. Sie sollte nach [213] bei Graugußgehäusen etwa auf 380 N/mm 2 und bei Leichtmetallgehäusen auf 160 N/mm 2 begrenzt werden. Die Berechnung der Grundlagerdeckel und ihrer Befestigungsschrauben kann nach dem in Kap. 15.2 für die Pleuelaugen beschriebenen Schema erfolgen. Dabei ist allerdings die für die größte Lagerdeckel- oder Schraubenbelastung maßgebliche Lagerkraft u. a. von der Anordnung der Kurbelkröpfungen und der Zylinder abhängig. Im Unterschied zu dem Belastungsschema von Bild 15.6 soll hier auch einmal der ungünstigere Fall einer Einzellast Fa angenommen werden, siehe Bild 18.8. Den Lagerdeckel betrachten wir jetzt als einen halben Kreisring konstanten Querschnitts, der an den Teilflächen s- s fest eingespannt ist. Unter Bezugnahme auf die linke Einspannstelle (Index I) gilt mit den Bezeichnungen von Bild 18.8 für die an den Trennflächen angreifende Normalkraft FNsl = F; (l

+ sin a) cos a.

Bild 18.8. Belastungsschema eines Grundlagerdeckels

(18.3)

502

18. Kurbelgehäuse

Beim Schnittwinkel l C12 = (c 11 - SoE)-,

(21.14)

c

1T

C32

=

2c11 - soE Kz

(21.15)

C21 = C32k3,

(21.16)

Czz = c32k1,

(21.17)

1- z , c31 = c32 Ｖ ＼Ｑ＾ｾ＠

(21.18)

C33 = C3zkz.

(21.19)

Aus (21.2) folgt schließlich noch mit = o für die Geschwindigkeit am Ende des Vornockenhubs (Aufprallgeschwindigkeit) -

soE =

1T

ho 2o .

(21.20)

Zur Begrenzung der - ebenfalls schwingungsanregenden - Aufprallkraft sollte diese Geschwindigkeit einen Wert von etwa 0,3 m/s nicht überschreiten. Mit dieser Vorgabe kann aus (21.20) der 0-Wert ermittelt werden. Zur Wahl stehen dann noch die Winkelverhältnisse 1I 2/ 3 und der Parameter z. Zur Realisierung eines für die Ventilfeder günstigen Verzögerungsverlaufs wird in [238] vorgeschlagen, das Beschleunigungsverhältnis mit z ｾ＠ 5/8 festzulegen und für das Winkelverhältnis des zweiten und dritten Hauptnockenabschnitts den Wert d 3 = 0,1 bis 0,15 zu wählen.

532

21. Ventiltrieb

Es sei hier nur nebenbei erwähnt, daß die mit diesen Gleichungen festgelegte Hubfunktion auch die Eingabedaten liefert ftir den rechnergesteuerten Meistemocken-Bearbeitungsvorgang, bei dem der in kleinen Winkelschritten bewegte Nocken für das Zusammenwirken mit einem Flachstößel mit der Stirnseite und bei gewölbten Gegenlaufflächen mit dem Umfang einer im Radius der Ballenkrümmung entsprechenden Schleifscheibe bearbeitet wird. Bild 21.15 zeigt im oberen Teil ein Beispiel für die Bewegungsverhältnisse an einem ruckfreien Einlaßventil-Nocken bei Variation des Winkelverhältnisses 1 /