Beitrag zum Downsizing von
Fahrzeug-Ottomotoren
Von der Fakultät V - Verkehrs- und Maschinensysteme -
der Technischen Universität Berlin
zur Erlangung des akademischen Grades
Doktor der Ingenieurwissenschaften
- Dr.-Ing. -
genehmigte Dissertation
vorgelegt von
Diplom-Ingenieur
Klaus von Rüden
aus Falkensee
Promotionsausschuss:
Vorsitzender: Prof. Dr. rer. nat. V. Schindler
Berichter: Prof. Dr.-Ing. H. Pucher
Berichter: Prof. Dr.-Ing. Knut Kauder
Tag der wissenschaftlichen Aussprache: 10.12.2004
Berlin 2004
D 83
Vorwort
Die vorliegende Arbeit entstand während meiner Tätigkeit als wissenschaftlicher
Mitarbeiter am Institut für Land- und Seeverkehr, Fachgebiet
Verbrennungskraftmaschinen, der Technischen Universität Berlin.
Ganz besonderen Dank möchte ich Herrn Prof. Dr.-Ing. H. Pucher für seine fachliche und
persönliche Unterstützung bei der Durchführung dieser Arbeit sowie für die Übernahme
des Hauptreferates aussprechen.
Herrn Prof. Dr.-Ing. K. Kauder danke ich für die Übernahme des Koreferates sowie Prof.
Dr. rer. nat. V. Schindler für seine Bereitschaft zur Übernahme des Vorsitzes im
Promotionsausschuss.
Darüber hinaus möchte ich meinen ehemaligen Kollegen und Mitarbeitern am Fachgebiet
Verbrennungskraftmaschinen, sowie allen Studenten für die freundschaftliche und
kooperative Zusammenarbeit danken, die nicht unerheblich zum Gelingen dieser Arbeit
beigetragen haben.
Nicht zuletzt spreche ich der Deutschen Forschungsgemeinschaft meinen Dank für die
Bereitstellung der Fördermittel aus, ohne die diese Arbeit nicht zustande gekommen
wäre.
Inhaltsverzeichnis
Tabellenverzeichnis............................................................................................I
Abbildungsverzeichnis ......................................................................................II
Formelzeichen, Indizes und Abkürzungen.......................................................VII
1 Einleitung............................................................................1
2 Zielsetzung..........................................................................4
3 Downsizing und Aufladung................................................5
3.1 Allgemeines........................................................................................... 5
3.2 Aufladung..............................................................................................8
3.2.1 Ladeluftkühlung.................................................................... 11
3.2.2 Anforderungsprofil an Aufladeaggregate ............................... 11
3.2.3 Verfügbare Aufladesysteme .................................................. 12
3.2.3.1 Abgasturboaufladung ............................................. 13
3.2.3.2 Druckwellen-Aufladung......................................... 18
3.2.3.3 Mechanische Aufladesysteme................................. 20
3.3 Bewertung der Aufladeaggregate.......................................................... 41
4 Motorprozess-Simulation.................................................46
4.1 Motorprozess-Simulationsprogramm..................................................... 46
4.2 Modellierung des Saugrohrs ................................................................. 48
4.3 Motorreibung....................................................................................... 52
4.4 Brennverlauf........................................................................................ 54
4.5 Kennfelddarstellung der Aufladeaggregate............................................ 56
4.6 Ersatzmodelle der zu untersuchenden Motoren...................................... 61
5 Motorversuch....................................................................64
5.1 Basismotor........................................................................................... 64
5.2 SCREW-Lader-Ottomotor .................................................................... 66
5.3 Vergleich der vermessenen Motorvarianten........................................... 74
5.4 Erkenntnisse aus den Prüfstandsversuchen ............................................ 79
6 Rechnungs-Messungs-Vergleich.......................................81
6.1 Stationärer Motorbetrieb....................................................................... 81
6.2 Dynamischer Motorbetrieb................................................................... 83
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung durch
Extrem-Downsizing ..........................................................86
7.1 Allgemeines......................................................................................... 86
7.2 Auslegung der Aufladeaggregate......................................................... 91
7.2.1 Abgasturbolader ................................................................... 91
7.2.2 SCREW-Lader ..................................................................... 93
7.3 Wirkungsgradsteigerung durch Downsizing.......................................... 95
7.3.1 ATL-Motor .......................................................................... 96
7.3.2 SCREW-Motoren ................................................................103
7.3.3 Wirkungsgradvorteil im dynamischen Motorbetrieb..............105
7.4 Variables Verdichtungsverhältnis ........................................................109
7.4.1 Wirkungsgradsteigerung durch Anheben des Verdichtungs-
verhältnisses........................................................................112
7.4.2 Kraftstoffverbrauchssenkung im stationären Motorbetrieb.....113
7.4.3 Kraftstoffverbrauchssenkung im dynamischen Motorbetrieb .115
8 Zusammenfassung und Ausblick ...................................117
9 Literaturverzeichnis .......................................................120
I
Tabellenverzeichnis
Tab. 1 Arbeitsspielfrequenz für Zwei- und Viertaktmotoren.......................9
Tab. 2 Bewertungsmatrix zur Auswahl des bestgeeigneten
Aufladeaggregats für hubraumkleine Ottomotoren........................ 45
Tab. 3 Technische Daten des Modellfahrzeugs ........................................63
Tab. 4 Technische Daten des Basismotors............................................... 65
Tab. 5 Motordaten des 1,0 l “Referenzmotors“ ........................................88
Tab. 6 Motordaten des “Modellmotors“ (VH = 0,5 l)................................90
Tab. 7 Daten des modellierten Fahrzeugs............................................... 106
Tab. 8 Getriebe- und Achsübersetzung des Fahrzeugs mit ATL-
Modellmotor .............................................................................. 107
II
Abbildungsverzeichnis
Abb. 1 Wechselwirkung zwischen Downsizing-Potentialen und –
Risiken ...................................................................................... 6
Abb. 2 Schematisches Blockschaltbild eines mechanisch
aufgeladenen Motors mit Ladeluftkühlung.................................... 11
Abb. 3 Schematisches Blockschaltbild eines ATL-Motors........................ 13
Abb. 4 Zusammenwirken von Motor und Abgasturbolader....................... 14
Abb. 5 Ladedruckregelung am Ottomotor durch elektronisch
getakteten Steuerdruck [55].......................................................... 16
Abb. 6 Turbinenrad und verstellbare Leitschaufeln eines VTG-
Turboladers.................................................................................. 17
Abb. 7 Hochlaufverhalten eines eu-ATL im Vergleich zum
Standard-ATL gleicher Baugröße an einem 6 ltr. Nfz-
Dieselmotor [34] bei einem Lastsprung ........................................ 18
Abb. 8 Funktionsprinzip des Druckwellen-Laders [96]............................. 19
Abb. 9 Schematisches Blockschaltbild von Motor und
mechanischem Lader.................................................................... 20
Abb. 10 Schematische Darstellung des Zusammenwirkens eines
Viertaktmotors mit einem mechanisch angetriebenen Lader
der Verdrängerbauart ................................................................... 22
Abb. 11 Schematische Darstellung des Zusammenwirkens eines
Viertaktmotors mit einem mechanisch angetriebenen Lader
der Strömungsbauart.................................................................... 23
Abb. 12 Schematischer Aufbau des KKK-Ro-Laders [49].......................... 25
Abb. 13 Funktionsprinzip des Spiralladers [18].......................................... 27
Abb. 14 Schnittdarstellung eines Volkswagen G-Laders [45]..................... 28
Abb. 15 Schnittbild eines modernen Hubkolbenladers der Firma
Vairex [45] .................................................................................. 30
Abb. 16 Schnittbild eines Rootsladers........................................................ 31
Abb. 17 Mehrarbeit beim Rootslader durch isochore Verdichtung im
Vergleich zur isothermen Verdichtung [41] .................................. 31
Abb. 18 Rootslader mit tordierten Rotoren der Fa. Eaton [66] .................... 32
Abb. 19 Schnittbild eines Opcon-Autorotor Schraubenladers [69].............. 33
III
Abb. 20 Der ZF-Turmat-Lader als Beispiel für einen mechanisch
angetriebenen Strömungslader [29]...............................................35
Abb. 21 Laststeuerung des Lader-Motorsystems durch einen externen
Bypass (BY)................................................................................. 36
Abb. 22 Laststeuerung des Lader-Motorsystems durch
Drosselkklappe (DK) und externen Bypass (BY) ..........................37
Abb. 23 Ladedrucksteuerungskonzepte mit internen Steuerorganen
für Schraubenlader [74]................................................................38
Abb. 24 Schematische Funktionsweise eines laderinternen
einlassseitigen Steuerschiebers ..................................................... 39
Abb. 25 Ladedrucksteuerung durch einen laderinternen
Steuerschieber..............................................................................40
Abb. 26 Modell bei der Simulation der instationären
Saugrohrströmung........................................................................49
Abb. 27 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Luftmassenstrom über
der Drehzahl bei Volllast..............................................................51
Abb. 28 Simulations-Messungs-Vergleich für den Reibmitteldruck in
bar ....................................................................................52
Abb. 29 Rechnungs-Messungs-Vergleich für den Reibmitteldruck bei
Verwendung des Rechenansatzes gemäß Gl. (4.13).......................54
Abb. 30 Gemessener und berechneter Zylinderdruckverlauf sowie
realer und vorausberechneter Brennverlauf nach Vibe................... 56
Abb. 31 Vergleich von Thin-Plate-Splineinterpolation und Regression
am Beispiel eines Radialverdichterkennfelds................................. 58
Abb. 32 Isolinien für isentropen Wirkungsgrad (oben) bzw. innere
Verdichterleistung (unten) im Kennfeld eines
drehschiebergesteuerten Schraubenladers bei mittlerer
Schieberstellung...........................................................................60
Abb. 33 Schematische Darstellung des Ersatzmodells zum
abgasturboaufgeladenen Motor..................................................... 61
Abb. 34 Schematische Darstellung des Ersatzmodells zum
mechanisch aufgeladenen Motor...................................................62
Abb. 35 Messgrößen am Modellmotor auf dem Prüfstand .......................... 64
Abb. 36 Gemessener spezifischer Kraftstoffverbrauch in g/kWh des
Basismotors im Motorkennfeld..................................................... 66
Abb. 37 Verwendeter Basislader ’Opcon-Autorotor OA2089’.................... 68
Abb. 38 Neukonstruiertes Einströmgehäuse mit angedeuteten
Drehschiebern..............................................................................69
IV
Abb. 39 Effektiver Einlassquerschnitt als Funktion des Hauptrotor-
Drehwinkels bei vollständig und teilgeöffneten
Drehschiebern.............................................................................. 70
Abb. 40 Geförderter Massenstrom in Abhängigkeit von
Druckverhältnis und Schieberstellung bei einer
Laderdrehzahl von 2500 min-1 (Motordrehzahl von 1000 min-
1) [43] .................................................................................... 71
Abb. 41 Kennfeldschar für den drehschiebergesteuerten Schrauben-
lader .................................................................................... 72
Abb. 42 Effektive SCREW-Wellenleistung als Funktion von
Massenstrom und Druckverhältnis bei leistungsoptimaler
Schieberstellung........................................................................... 73
Abb. 43 be-Kennfeld in Abhängigkeit von Drosselklappenstellung
und Einlass-Drehschieberstellung bei nM=2000 min-1.................... 74
Abb. 44 Prozentuales Differenzenkennfeld des spezifischen
Kraftstoffverbrauch des schiebergesteuerten zum
bypassgesteuerten SCREW-Motor................................................ 75
Abb. 45 Vergleich der Laderaustrittstemperaturen bei 2000 min-1 über
dem effektiven Mitteldruck für schieber- und
bypassgesteuerten SCREW-Motor................................................ 76
Abb. 46 Prozentualer Minderverbrauch des ATL-Motors gegenüber
dem bypassgesteuerten SCREW-Motor........................................ 77
Abb. 47 Fahrprofile und relative Häufigkeitsverteilung der
Lastkollektive im MVEG- und US06-Zyklus................................ 78
Abb. 48 Zyklus-be in den Testzyklen, normiert auf den jeweiligen
Wert des ATL-Motors.................................................................. 79
Abb. 49 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Volllastbetrieb des
ATL-Motors über der Drehzahl.................................................... 82
Abb. 50 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum spezifischen
Kraftstoff- verbrauch bei 2000 min-1 über der Last am ATL-
Motor .................................................................................... 83
Abb. 51 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum dynamischen
Betriebsverhalten des bypassgeregelten SCREW-Motors
im EUDC-Zyklus......................................................................... 84
Abb. 52 Schematische Ladungswechselschleifen bei hoher und
niedriger Last............................................................................... 87
Abb. 53 Rechnungs-Messungs-Vergleich des effektiven
Drehmoments an der Volllast und des Luftmassenstroms im
ges. Kennfeld des Referenzmotors................................................ 89
V
Abb. 54 Verdichterkennfeld des KP-31 mit eingetragener
Volllastbetriebslinie ..................................................................... 92
Abb. 55 Turbinenkennfeld des KP-31........................................................93
Abb. 56 Kennfelder des berechneten Schraubenladers für
unterschiedliche Stellungen des Einlasssteuerschiebers................. 94
Abb. 57 Vergleich der Volllastdrehmomente des Referenzmotors und
der Aufladevarianten des Modellmotors........................................95
Abb. 58 Kraftstoffverbrauchsvorteil des ATL-Motors in g/kWh
gegenüber dem Referenzmotor im Motorkennfeld.........................97
Abb. 59 Kraftstoffeinsparung bei nM=2000 min-1 .......................................97
Abb. 60 Wirkungsgrade am Modellmotor in Abhängigkeit des
effektiven Drehmoments .............................................................. 98
Abb. 61 Wirkungsgrade am Referenzmotor in Abhängigkeit des
effektiven Drehmoments .............................................................. 99
Abb. 62 Ladungswechselschleife von Modell- und Referenzmotor bei
n = 2000 min-1, Md=24Nm......................................................... 100
Abb. 63 Ladungswechselschleife von Modell- und Referenzmotor bei
n=2000 min-1 an der Volllast (80 Nm) ........................................ 101
Abb. 64 Restgasgehalt in Abhängigkeit der Last bei n = 2000 min-1
von Modell- und Referenzmotor................................................. 102
Abb. 65 Kraftstoffverbrauchsdifferenz (Einsparung) des mechanisch
aufgeladenen Modellmotors mit Bypass- und
Drosselklappensteuerung gegenüber dem Referenzmotor
(Saugmotor) in %....................................................................... 103
Abb. 66 Kraftstoffverbrauchsdifferenz des mechanisch aufgeladenen
Modellmotors mit Schiebersteuerung gegenüber dem
Referenzmotor in % ................................................................... 104
Abb. 67 Prozentuales Differenzenkennfeld der
Laderantriebsleistungen von schieber- und
bypassgesteuertem Modellmotor................................................. 105
Abb. 68 Kraftstoffeinsparung der Downsizingvarianten im Vergleich
zum Referenzmotor (100 %) im EUDC-Zyklus........................... 107
Abb. 69 Absoluter Kraftstoffverbrauch der betrachteten
Motorvarianten im EUDC-Zyklus............................................... 108
Abb. 70 Versuchsmotor mit Verstellkolben im Zylinderkopf [33]............ 110
Abb. 71 Versuchsmotor mit exzentrischer Kolbenbolzenlagerung [13]..... 110
Abb. 72 Das “SAAB Variable Compression“-System............................... 111
Abb. 73 Versuchsmotor mit exzentrischer Kurbelwellenlagerung [76]...... 111
Abb. 74 Gleichraumprozess im p,V-Diagramm........................................ 112
VI
Abb. 75 Thermischer Wirkungsgrad als Funktion vom Verdichtungs-
verhältnis ε im Gleichraumprozess ..............................................113
Abb. 76 Kraftstoffverbrauchssenkung in % bei variablem
Verdichtungs-verhältnis ε im Motorkennfeld...............................114
Abb. 77 Zeithäufigkeit in % der Betriebsbereiche im EUDC-Zyklus
mit Kraftstoffverbrauchsvorteil für den ATL-Motor mit
variablem Verdichtungsverhältnis im Motorkennfeld...................116
VII
Formelzeichen, Indizes und Abkürzungen
Formelzeichen
Bezeichnung Einheit Bedeutung
a m/s Schallgeschwindigkeit
A m² Fläche
be g/kWh effektiver spez. Kraftstoffverbrauch
cm m/s mittlere Kolbengeschwindigkeit
cp kJ/(kg⋅K) spezifische Wärmekapazität bei
konstantem Druck
cv kJ/(kg⋅K) spezifische Wärmekapazität
bei konstantem Volumen
c2l m/s Geschwindigkeit der links laufenden
Druckwelle
c2r m/s Geschwindigkeit der rechts laufenden
Druckwelle
f s-1 Arbeitsspielfrequenz
Hu kJ/kg Heizwert
i - Übersetzungsverhältnis Lader/Motor
Lmin kg/kg Mindestluftbedarf
m - Vibe-Formparameter
mB kg Brennstoffmasse
Md Nm Drehmoment
mLtheo kg theoretische Frischgasmasse
mLZ kg vorhandene Frischgasmasse
T
m
• kg/s Turbinenmassenstrom
n min-1 Drehzahl
p0 bar Umgebungsdruck/Druck vor Zylinder
Pe kW effektive Leistung
pme, pe bar effektiver Mitteldruck
Pi kW indizierte Leistung
PL kW Laderantriebsleistung
pL bar Ladedruck
pmr bar Reibmitteldruck
pmi, pi bar indizierter Mitteldruck
Pr kW Reibleistung
pT bar Druck vor Turbine
VIII
Pth kW thermische Leistung
pZ bar Druck im Zylinder
qa J/kg spezifische abgeführte Wärme
QB,zu J zugeführte Verbrennungsenergie
QW J Wandwärme
qzu J/kg spezifische zugeführte Wärme
R J/(kg⋅K) Gaskonstante
T0 K Umgebungstemperatur
T1 K Temperatur vor dem Verdichter
T2 K Temperatur nach dem Verdichter
TKe K Kühlmitteleintrittstemperatur
TW K Wandtemperatur
TZ K Temperatur im Zylinder
t s Zeit
VH m
3 Motorhubvolumen
VC m
3 Kompressionsvolumen
•
V m
3/s Volumenstrom
Wi,HD J indizierte Arbeit in der Hochdruckphase
WN J Nutzarbeit
z - Zylinderanzahl
ε - Verdichtungsverhältnis
ηe - effektiver Wirkungsgrad
ηi - innerer Wirkungsgrad
ηsL - isentroper Laderwirkungsgrad
ηLLK - Wirkungsgrad des Ladeluftkühlers
ηm - mechanischer Wirkungsgrad
ηth - thermischer Wirkungsgrad
ϕ °KW Kurbelwinkel
∆ϕBD °KW Brenndauer
∆ϕZV °KW Zündverzug
ϕZZP °KW Zündzeitpunkt
κ - Isentropenexponent
λ - Luftverhältnis
λl - Liefergrad
π − Druckverhältnis
πL - Ladedruckverhältnis
θ kg⋅m2 Massenträgheitsmoment
ρL, ρ0 kg/m3 Dichte der Luft vor Einlass
ω s
-1 Winkelgeschwindigkeit
V
IX
Indizes und Abkürzungen
Bezeichnung Bedeutung
AGR Abgasrückführung
AÖ Auslass öffnet
AS Auslass schließt
ATL Abgasturboaufladung
a ausströmen
BY Bypass
DK Drosselklappe
EÖ Einlass öffnet
ES Einlass schließt
e einströmen
eff effektiv
EUDC Extra Urban Driving Cycle
HD Hochdruck
L Luft
L Lader
LLK Ladeluftkühler
l links
M Motor
ML mechanische Aufladung
MVEG Motor Vehicle Emission Group
NEFZ Neuer Europäischer Fahrzyklus
OT oberer Totpunkt
is isentrop
r rechts
SCREW Schraubenmaschine mit Compressorischer Respektive
Expansiver Wirkung
UT unterer Totpunkt
VTG Variable Turbinengeometrie
WG Wastegate
Z Zylinder
ZOT Zünd-OT
ZZP Zündzeitpunkt
Einleitung 1
1 Einleitung
Der Hubkolben-Verbrennungsmotor stellt heute und auch sicherlich noch über lange Zeit
die Hauptantriebsquelle für Pkw und Nutzfahrzeuge dar. Seit dem Jahre 1876, dem
Entstehungsjahr des Ottomotors und des Verbrennungsmotors überhaupt, wird dieser mit
großem Einsatz weiterentwickelt, wenngleich der mit dem Motorbetrieb verbundene
Verbrauch begrenzter Erdölreserven und die klimaverändernden Abgasemissionen in den
letzten Jahren immer kritischer beurteilt werden. Vor diesem Hintergrund ist die weitere
Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs unter Einhaltung der immer weiter verschärften
Abgasgrenzwerte das vorrangige Ziel bei der Entwicklung zukünftiger Antriebskonzepte
Nach wie vor steigt die Zahl der zugelassenen Pkw. Prognosen [48] zur mittelfristigen
Verkehrsentwicklung in Deutschland weisen, selbst bei Anwendung hochtechnischer
Weiterentwicklungen, eine Zunahme des Kraftstoffverbrauchs und damit des CO2-
Ausstoßes aus. Eine Abnahme des CO2-Ausstoßes wird erst ab dem Jahr 2005 erwartet.
Dies soll durch die freiwillige Selbstverpflichtung der europäischen Automobilhersteller
erreicht werden, den durch den KFZ-Verkehr bedingten CO2-Ausstoß bis 2008 auf 140
g/km im neuen europäischen Fahrzyklus (NEFZ) zu reduzieren. Diese Verpflichtung
entspricht einer 25%igen Verbrauchsreduzierung für die gesamte Fahrzeugflotte auf der
Basis der Werte von 1995.
Die in Deutschland neu zugelassenen Pkw sind inzwischen zu 40% mit Dieselmotoren
ausgerüstet (Stand: November 2003) [65]. Damit ist der Pkw-Dieselanteil seit 1990 stetig
gestiegen, obwohl diese Fahrzeuge einen höheren Kaufpreis aufweisen und durch den
höheren Steuersatz gegenüber dem Ottomotor deutlich benachteiligt werden.
Zurückzuführen ist der enorme Anstieg an Dieselfahrzeugen darauf, dass sich neben dem
niedrigeren Kraftstoffverbrauch im Vergleich zum Ottomotor auch das Leistungs- und
Drehmomentverhalten verbessert haben, bei gleichzeitiger Verbesserung der
Abgasqualität sowie des Geräusch- und Komfortverhaltens. Ermöglicht haben dies die
elektronisch geregelte Direkteinspritzung und die Aufladung, die auch in Zukunft
entscheidend zur Erfüllung der immer weiter verschärften gesetzlichen Vorschriften
beitragen werden.
Für den Serieneinsatz in Personenkraftwagen dominiert, weltweit betrachtet, nach wie
vor der Ottomotor, da er die Antriebsquelle mit der höchsten Leistungsdichte, niedrigen
Schadstoffemissionen, günstigen Komforteigenschaften und niedrigen Produktionskosten
darstellt. Dem gegenüber steht sein prinzipbedingter Wirkungsgradnachteil im Vergleich
2 Einleitung
zum Dieselmotor, der aus dem geringeren Wirkungsgrad des inneren Prozesses, den
höheren Wandwärmeverlusten und vor allem den Drosselverlusten resultiert. Um auch in
Zukunft konkurrenzfähig zu bleiben, muss der Ottomotor, neben seinen schon jetzt
niedrigeren Emissionswerten, auch deutlich niedrigere Verbrauchswerte erreichen.
Brenstoffzellenfahrzeuge als alternative Antriebskonzepte werden in den nächsten zehn
Jahren im Serieneinsatz allenfalls eine Nebenrolle spielen [63].
Um auch den steigenden Komfort- und Sicherheitsansprüchen gerecht zu werden,
konzentriert sich die Weiterentwicklung des Ottomotors zur Zeit auf die Absenkung des
Kraftstoffverbrauchs bei gleichzeitiger Steigerung der Leistung. Eben diese Komfort-
und Sicherheitsansprüche tragen letztlich zu einem höheren Fahrzeuggewicht bei,
welches schließlich wieder den Fahrverbrauch ansteigen lässt. Immer, wenn die
Entwicklungsteams das Gewicht einzelner Komponenten reduziert hatten, führten neue
Forderungen der Gesetzgeber nach zusätzlicher Sicherheit, wie zum Beispiel der
Einführung des Seitenaufprallschutzes, zu einer Trendumkehr im Fahrzeuggewicht [31].
Dennoch konnte der Kraftstoffverbrauch eines Mittelklassefahrzeugs in den letzten 60
Jahren in etwa halbiert werden [102].
Moderne Ottomotoren überzeugen durch niedrige Schadstoffemissionen. Nachteilig sind
jedoch der ungünstige Kraftstoffverbrauch bei leistungsstarken Motoren und die
unzureichenden Fahrleistungen kleinvolumiger Motoren. Das Hauptziel der
Ottomotorenentwicklung sind daher verbrauchsgünstige Konzepte bei
fahrleistungssteigerndem Drehmomentverlauf. Zudem zwingt die Entwicklung
drehmomentstarker Dieselmotoren mit hoher spezifischer Leistung und einem
volumetrischen Verbrauchsvorteil gegenüber leistungsgleichen Ottomotoren die
Hersteller von Ottomotoren zu verbrauchsgünstigeren Konzepten.
Die große Vielfalt der sich in Entwicklung befindlichen verbrauchssenkenden
ottomotorischen Maßnahmen, wie zum Beispiel Direkteinspritzung, Zylinderabschaltung,
variable Ventilsteuerung und Aufladung, zeigt eindrucksvoll, dass die
Ottomotorenentwicklung sehr ernst genommen wird, und herstellerindividuell
unterschiedliche Schwerpunkte bei der Suche nach kostengünstigen Lösungen zur
Wirkungsgradsteigerung gesetzt werden. Während sich zum Beispiel Volkswagen [63]
zunächst entschieden hat, die Benzindirekteinspritzung in Serie einzuführen, wurde bei
BMW [53] zunächst auf die vollvariable Ventilsteuerung gesetzt. Saab hingegen hat
bereits ein serienreifes Triebwerk mit variablem Verdichtungsverhältnis entwickelt [101].
All diese Maßnahmen zielen in erster Linie darauf ab, den Kraftstoffverbrauch im
Teillastbereich zu reduzieren. Die Hauptursache für die hohen Kraftstoffverbräuche bei
niedrigen Lasten liegt in der für die ottomotorische Quantitätsregelung überwiegend
eingesetzten Drosselung des angesaugten Frischgasmassenstroms.
Eine der wirkungsvollsten Maßnahmen zur Verbrauchssenkung im Teillastbereich ist das
so genannte Downsizing. Dabei wird eine bestimmte Nennleistung eines Saugmotors
durch einen im Hubraum kleineren, entsprechend hoch aufgeladenen, leistungsgleichen
Motor dargestellt.
Einleitung 3
Neben der Reduzierung der Reibleistung resultiert aus dem Downsizing auch eine
sogenannte Entdrosselung des Motors. Der im Hubraum kleinere aufgeladene Motor wird
gegenüber dem leistungsgleichen Saugmotor bei höheren Lasten betrieben, was einer
Verschiebung des Motorbetriebspunktes im Kennfeld zu Kennlinien niedrigeren
spezifischen Kraftstoffverbrauchs entspricht. Ein Nachteil der Aufladung ist jedoch der,
gegenüber leistungsgleichen Saugmotoren, höhere Volllast-Kraftstoffverbrauch infolge
der erforderlichen Anfettung, die hier aufgrund der höheren Klopfgefahr häufiger
eingesetzt werden muss. Diese Motoren müssen daher auch mit einem niedrigeren
Verdichtungsverhältnis betrieben werden, woraus insbesondere im nicht aufgeladenen
Betriebsbereich ungünstigere Wirkungsgrade resultieren.
Zur Aufladung von Verbrennungsmotoren sind verschiedene Aufladeverfahren einsetzbar.
Die am häufigsten eingesetzten Verfahren sind die Abgasturboaufladung (ATL) und die
mechanische Aufladung (ML). Die permanente Weiterentwicklung der Aufladeaggregate
führte auch bei diesen zu einer Wirkungsgradverbesserung, was ein weiteres positives
Argument für Ottomotoren in Downsizing-Konzepten liefert. Wenngleich aus alleiniger
Wirkungsgradsicht vermutlich die meisten Argumente für die Abgasturboaufladung
sprechen, so gibt es auch durchaus Anwendungsfälle und Gesichtspunkte
(Beschleunigungsverhalten, Warmlaufverhalten), unter denen das Downsizing in
Kombination mit der Mechanischen Aufladung die günstigere Lösung darstellen könnte.
4 Zielsetzung
2 Zielsetzung
Ziel dieser Arbeit ist es, das Potential des Downsizings bei Ottomotoren zu untersuchen.
Dazu sollen zunächst der Begriff "Downsizing" erläutert und die damit verbundenen
Risiken und Potentiale vorgestellt werden.
Des weiteren sollen die möglichen Aufladeverfahren theoretisch betrachtet und die
entsprechenden Aufladeaggregate mit ihren Vor- und Nachteilen für das Downsizing
dargestellt werden. Insbesondere soll das für das hier exemplarisch verfolgte
Downsizing-Konzept bestgeeignete Aufladeaggregat ermittelt werden.
Auf der Basis dieser Voruntersuchung sollen Konzeptstudien zum extremen Downsizing
von Fahrzeug-Ottomotoren durchgeführt werden. Dabei gilt es zu analysieren, welches
Potential zur Wirkungsgradverbesserung die Hochaufladung in Verbindung mit extremer
Hubraumverkleinerung darstellt. Aufgrund der beim Ottomotor durch die Aufladung
erforderlichen Absenkung des Verdichtungsverhältnisses und dem damit verbundenen
Wirkungsgradnachteil soll weiterführend untersucht werden, welches diesbezügliches
Kompensationspotential ein „Variables Verdichtungsverhältnis“ in Kombination mit
Downsizing bietet.
Als Werkzeug für die Untersuchungen soll ein an der Forschungsstelle vorhandenes,
modular aufgebautes, Programmsystem zur Simulation von Verbrennungsmotoren
eingesetzt werden. Dazu muss dieses jedoch zuvor um weitere Berechnungsmodule
ergänzt werden, um den Ladungswechsel schnelllaufender Motoren genauer berechnen
zu können. Zu berücksichtigen ist insbesondere auch ein Modul zur Simulation des
Aufladebetriebs durch Mechanische Aufladung und Abgasturboaufladung. Die Güte des
schlussendlich eingesetzten Simulationsprogramms ist im Rechnungs-Messungs-
Vergleich nachzuweisen, wozu entsprechende Motorversuche am Motorenprüfstand
durchzuführen sind.
Downsizing und Aufladung 3 5
3 Downsizing und Aufladung
3.1 Allgemeines
Von Downsizing spricht man, wenn eine gewünschte Nennleistung über einen Motor
möglichst kleinen Hubvolumens dargestellt wird, der entsprechend hoch aufzuladen ist,
um die Nennleistung des (Referenz-) Saugmotors liefern zu können. Der Vorteil des
Downsizings basiert auf der Reduzierung der Motorreibung und der
Ladungswechselverlustarbeit, wenngleich die spezifische Reibarbeit durch Downsizing
ansteigen kann. Die Hubraumverkleinerung kann sowohl durch Verkleinern der
Zylindereinheit als auch durch die Reduzierung der Zylinderanzahl erfolgen.
Durch die Reduzierung des Hubvolumens liegen die Betriebspunkte im Motorkennfeld
im Bereich höherer spezifischer Lasten. Arbeitet der Motor mit einer Drosselklappe,
findet dabei eine Entdrosselung des Motors statt und die Ladungswechselverlustarbeit
sinkt dementsprechend. Diese Lastpunktverschiebung liefert damit höhere
Wirkungsgrade, vor allem im Teillastbereich.
Downsizing-Konzepte sind demnach durch folgende Aspekte gekennzeichnet:
• Verkleinerung des Motorhubvolumens zur Lastpunktverschiebung in den
Bereich höherer spezifischer Lasten,
• Reduzierung der Reibleistung,
• Anhebung der Nennleistung des hubraumkleineren Motors auf das Niveau des
größeren durch Aufladung.
Die Realisierung von Downsizing-Konzepten verlangt stets Kompromisse zwischen dem
Wunsch nach Verbrauchssenkung und der eventuellen Einbuße an dem durch den
kleineren Hubraum bedingten Fahrspaß. Zur Lösung dieses Zielkonflikts zwischen
Effizienz und Dynamik sind viele Gesichtspunkte an Potentialen und Risiken zu
betrachten, die miteinander in Wechselwirkung stehen. Abb. 1 zeigt eine
Gegenüberstellung von Downsizing-Potentialen und –Risiken, die im Folgenden
diskutiert werden.
6 3 Downsizing und Aufladung
Abb. 1 Wechselwirkung zwischen Downsizing-Potentialen und -Risiken
Downsizing-Potentiale:
• Die Lastpunktverschiebung bei Downsizing-Konzepten lässt ein
Verbrauchssenkungspotential von ca. 20-25 % im Teillastbereich erwarten
[50], welches sich durch zusätzliche technische Maßnahmen, wie z.B.
“Variable Ventilsteuerzeiten“, weiter steigern lässt. Vor allem die Reduzierung
der Zylinderzahl kann die Motorreibleistung durch die fehlende Reibung der
wegfallenden Zylinder und Lagerstellen senken. Auch die Verkleinerung der
Zylindereinheiten, mit der damit einhergehenden Oberflächenverkleinerung der
Reibpartner, ist mit einer Reduzierung der absoluten Reibleistung verbunden.
• Durch Verkleinerung des Motors und ggf. durch eine reduzierte Zylinderzahl
ergibt sich ein Gewichtsvorteil, was zu einem verringerten Fahrverbrauch
beiträgt [102]. Ferner ergibt sich eine geringere Baulänge bzw. Motorbreite bei
V-Motoren. Bei kleinerem Hub kann die Bauhöhe verringert werden [15].
Insgesamt ergeben sich durch Downsizing-Konzepte Packagevorteile, die den
Fahrzeug-Luftwiderstand und somit den Fahrverbrauch senken.
Downsizing und Aufladung 3 7
• Die Verbrauchsreduzierung schlägt sich unmittelbar auch in einer, der
Verbrauchsreduzierung proportionalen, CO2-Reduzierung nieder.
• Bei aufgeladenen Motoren kann ein Schadstoffemissionsvorteil beim
Warmlaufen durch höhere Abgastemperaturen erzielt werden, da der
Katalysator schneller aufgeheizt wird [47]. Sowohl der niedrigere
Kraftstoffverbrauch als auch der Emissionsvorteil stellen letztlich positive
Argumente zur Erhöhung der Kundenakzeptanz dar.
• Die Geräuschemission aufgeladener Motoren kann zu einem positiven Sound-
Engineering beitragen, welches ebenfalls die Kundenakzeptanz erhöht.
Den Vorteilen des Downsizings stehen aber auch eine Reihe von Risiken gegenüber.
Downsizing-Risiken
• Downsizing verlangt, einen prestigeträchtigen (hubraum-) größeren Motor
durch einen kleineren zu ersetzen, der vom Verbraucher, speziell im so
genannten Premiumsegment, nicht immer akzeptiert wird.
• Der mit dem Downsizing-Konzept verbundene Einsatz der Aufladetechnik
führt zu einer Steigerung der Herstellungskosten. Ein Downsizing-Motor ist
somit mindestens genauso teuer in der Herstellung wie ein Saugmotor.
• Durch den zusätzlichen technischen Aufwand werden erhöhte Anforderungen
an die Motorsteuerung bezüglich Komplexität, Rechnerleistung und
Applikation gestellt, der das Risiko einer höheren Anfälligkeit in sich birgt und
die Servicekosten ansteigen lässt.
• Bei Verringerung der Zylinderzahl ist außerdem eine Motorakustik und
-laufruhe von subjektiv signifikant schlechterer Qualität zu erwarten. Die
Laufunruhe kann zwar durch aufwändige Ausgleichswellen ausgeglichen
werden, führt dadurch aber ebenfalls zu höheren Herstellungs- und
Servicekosten.
• Bei ATL-aufgeladenen Motoren sind im dynamischen Fahrzeugbetrieb
Nachteile durch die Trägheit des Laufzeuges beim Beschleunigen aus niedrigen
Motordrehzahlen in Kauf zu nehmen. Die Verbesserung dieses Response-
Nachteils, der bei heutigen Turbo-Ottomotoren mit ATL-Fixgeometrien immer
noch auftritt, stellt ein entscheidendes Risiko im Hinblick auf die nötige
Kundenakzeptanz dar.
8 3 Downsizing und Aufladung
• Die mechanische Aufladung wirkt sich ungünstig auf das akustische Verhalten
aus und erfordert hohe Antriebsleistungen, die den Verbrauchsvorteil
einschränken.
• Die bei aufgeladenen Motoren notwendige Volllastanfettung zum Schutz der
Turbine vor Überhitzung und zur Vermeidung des Klopfens stellt einen
tendenziellen Verbrauchsnachteil dar. Zusätzliche Verbrauchsnachteile ergeben
sich aus der Notwendigkeit niedriger Verdichtungsverhältnisse zur
Klopfvermeidung.
Trotz der genannten Nachteile überwiegen jedoch die Forderungen mit ihren Vorteilen
für Downsizing-Motoren, was letztlich auch der Trend zu immer mehr aufgeladenen
Motoren widerspiegelt.
3.2 Aufladung
Unter Aufladung versteht man die Anhebung der Dichte der Luft vor dem Einlassventil
auf einen Wert oberhalb der Dichte der Umgebungsluft. Dies erfolgt über eine
Druckanhebung auf den so genannten Ladedruck. Das damit verbundene erhöhte
Luftangebot an den Motor erlaubt eine entsprechend erhöhte Kraftstoffzufuhr und
schließlich eine dementsprechende Steigerung der Motorleistung. Die effektive
Motorleistung Pe ist nach Gl. (3.1)
euBe HmP
η
⋅⋅= (3.1)
von dem Kraftstoffmassenstrom B
m
, dem Heizwert u
Hund dem effektiven
Wirkungsgrad e
η
abhängig.
Zur Verbrennung von B
m
wird je nach Verbrennungsverfahren ein unterschiedlich
großer Luftmassenstrom L
m
benötigt. Somit kann B
m
unter Verwendung des
Luftmassenstroms L
m
, des Luftverhältnisses λ sowie des Mindestluftbedarfs min
L auch
durch Gl. (3.2) beschrieben werden als
λ
⋅
=min
L
BL
m
m
. (3.2)
Der bei gegebenem Hubvolumen H
V und gegebener Drehzahl M
n vom Motor
angesaugte Luftmassenstrom L
m
wird von dem Liefergrad l
λ
, der Zahl der
Downsizing und Aufladung 3 9
Umdrehungen pro Arbeitsspiel, der so genannten Arbeitsspielfrequenz
z
, und von der
vor dem Einlassventil herrschenden Luftdichte L
ρ
gemäß Gl. (3.3) bestimmt:
znVm MHLlL ⋅⋅⋅⋅=
ρ
λ
. (3.3)
Die Arbeitsspielfrequenz
z
ist abhängig vom jeweiligen Arbeitsverfahren nach Tab. 1.
Tab. 1 Arbeitsspielfrequenz für Zwei- und Viertaktmotoren
Arbeitsverfahren Arbeitsspielfrequenz
Zweitakt z = 1
Viertakt z = 1/2
Durch Einsetzen von Gl. (3.3) in Gl. (3.2) und weiter in Gl. (3.1) lässt sich die effektive
Motorleistung nach Gl. (3.4) bestimmen:
zL
HnV
P
min
euMHLl
e⋅⋅
⋅⋅⋅⋅⋅
=
λ
ηρλ
. (3.4)
Eine Steigerung der maximalen effektiven Motorleistung, die als Nennleistung
bezeichnet wird, ist grundsätzlich über die Variation der in Gl. (3.4) dargestellten
Parameter möglich. Bei vorhandenem Motor sind jedoch das Hubvolumen H
V und die
Arbeitsspielfrequenz
z
konstant, die kraftstoffabhängigen Parameter u
H und min
L
stellen ebenfalls Konstanten dar. Somit lässt sich Gl. (3.4) auch folgendermaßen
darstellen:
e
P~
λ
ηρλ
MeLl n⋅⋅⋅ . (3.5)
Da das Luftverhältnis λ einen Minimalwert nicht unterschreiten darf, kann es zur
Leistungssteigerung kaum beitragen. Beim Ottomotor wird das Luftverhältnis durch den
schmalen Zündbereich begrenzt, und beim Dieselmotor wird es durch die Gefahr des
Rußens auf einen Minimalwert begrenzt.
Der Liefergrad λl ist ein Maß für die Frischladung, die sich nach Abschluss des
Ladungswechsels im Zylinder befindet. In dem Maße, in dem ein Motor noch
Verbesserungspotential hinsichtlich des Liefergrades bietet, z.B. über ein Schaltsaugrohr,
kann damit die Motorleistung gesteigert werden.
10 3 Downsizing und Aufladung
Die Motordrehzahl M
n müsste zur Leistungssteigerung angehoben werden. Da die
Triebwerksmassenkräfte aber quadratisch mit der Drehzahl ansteigen, ist dies aus
Festigkeitsgründen nur sehr begrenzt möglich.
Zur Steigerung des effektiven Wirkungsgrades e
η
müsste nach Gl. (3.6) der innere und/
oder der mechanische Wirkungsgrad angehoben werden.
mie
η
η
η
⋅= (3.6)
Eine Verbesserung des inneren Wirkungsgrades, insbesondere durch verbesserte
Brennverfahren, ist ohnehin das ständige Bestreben der Motorenentwicklung und kann
nur begrenzten Spielraum zur Leistungserhöhung bieten. Die Erhöhung des
mechanischen Wirkungsgrades macht sich gerade das hier behandelte Downsizing
zunutze.
Somit stellt nach Gl. (3.5) lediglich die Luftdichte L
ρ
denjenigen Pararmeter dar, über
den die Leistung in einem besonders hohen Maße gesteigert werden kann. Die Luftdichte
ist gemäß der allgemeinen Gaszustandsgleichung Gl. (3.7)
L
L
LTR
p
⋅
=
ρ
(3.7)
abhängig vom Druck L
p, der Gaskonstanten
R
und der Temperatur L
T. Die
Gaskonstante
R
ist nahezu konstant. Die Temperatur L
T kann ohne großen technischen
Aufwand nicht unter das Niveau der Umgebungstemperatur abgesenkt werden. Somit
bietet eine Anhebung des Druckes L
p vor Motoreinlass auf einen Wert oberhalb des
Atmosphärendrucks, auf den so genannten Ladedruck L
p, das größte Potential zur
Leistungssteigerung. Das dazu verwendete Aggregat bezeichnet man als Lader.
Je nach gewähltem Ladedruckverhältnis p2/p1 und isentropem Laderwirkungsgrad
η
sL,
der dem Laderkennfeld zu entnehmen ist, stellt sich die, im Lader erhöhte,
Ladelufttemperatur T2 gemäß Gl. (3.8) ein:
−
⋅+⋅=
−
1
1
1
1
1
2
12
κ
κ
η
p
p
TT
sL
. (3.8)
Die Temperaturzunahme im Lader gemäß Gl. (3.8) bewirkt, dass die Dichtesteigerung
geringer ausfällt als die Drucksteigerung. Dies lässt sich über eine Ladeluftkühlung
kompensieren.
Downsizing und Aufladung 3 11
3.2.1 Ladeluftkühlung
Der Ladeluftkühler (LLK) stellt bei aufgeladenen Ottomotoren ein unverzichtbares
Aggregat im Lader-Motor-System dar. Durch den Einsatz eines dem Verdichter
nachgeschalteten Ladeluftkühlers (Abb. 2) wird die Ladelufttemperatur T2 abgesenkt.
Motor
LLK
•
•
Bypass
Drosselklappe
•
•
, p
1
T
1
, p
2
T
2
Lader
Kühlmedium
T
Ke
T
2‘
•
Motor
LLK
•
•
Bypass
Drosselklappe
•
•
, p, p
1
TT
1
, p, p
2
TT
2
Lader
Kühlmedium
T
Ke
T
2‘
•
Abb. 2 Schematisches Blockschaltbild eines mechanisch
aufgeladenen Motors mit Ladeluftkühlung
Die erreichbare Temperatur T2’ nach Ladeluftkühler wird von dem
Ladeluftkühlerwirkungsgrad
η
LLK sowie von der Kühlmitteleintrittstemperatur TKe des
Kühlmediums nach Gl. (3.9) bestimmt:
(
)
KeLLK' TTTT −⋅−= 222
η
(3.9)
Im Folgenden werden die Anforderungen und der Stand der Technik heute eingesetzter
Aufladeaggregate dargestellt und im Hinblick auf ihre Eignung für das extreme
Downsizing bewertet.
3.2.2 Anforderungsprofil an Aufladeaggregate
Ein leistungsfähiges Aufladeaggregat hat viele Anforderungen zu erfüllen, deren
Gewichtung sich mit dem jeweiligen Stand der Motorenentwicklung und der
Gesetzgebung, wie beispielsweise den zulässigen Abgasemissionen, wandeln können.
Insbesondere beim Einsatz an hubraumkleinen Motoren sind die Baugröße und die damit
12 3 Downsizing und Aufladung
verbundenen, den Wirkungsgrad beeinflussenden Spaltverluste von großer Bedeutung.
All diese Anforderungen lassen sich in den folgenden Punkten zusammenfassen
[37],[45]:
• Hoher Laderliefergrad, auch bei geringen Massenströmen,
• hohe Systemdynamik durch geringe Massenträgheit,
• hoher Gesamtwirkungsgrad, besonders im meistgenutzten Teillastbereich,
• einfache Steuerbarkeit von Ladedruck und Massenstrom,
• geringe Geräuschentwicklung,
• günstige Packageeigenschaften durch geringe Masse, geringes Bauvolumen und
flexible Platzierbarkeit im Fahrzeug,
• geringe Kosten für Herstellung und Integration in das Antriebssystem,
• Wartungsfreiheit,
• Dauerhaltbarkeit von Lader und Antrieb über den Fahrzeuglebenszyklus,
• Eignung zur Erzielung hoher Ladedrücke,
• Kompatibilität mit Abgasreinigungssystemen wie Russfiltern und
Abgaskatalysatoren,
• Möglichkeit zur einfachen Baureihenbildung.
Die Reihenfolge der Nennung stellt hier keine Gewichtung dar. Je nach Motorenkonzept
bekommen die einzelnen Aspekte unterschiedliche Bedeutung.
So ist für einen hochaufgeladenen kleinvolumigen Motor, wie er beispielsweise im
SMART angeboten wird, die Erzielung eines hohen Ladedrucks (pL = 2.2 bar)
erforderlich, wogegen für ein modernes 'Softturbo'-Konzept mit Ladedrücken von
lediglich pL ≈ 1.25 bar die Möglichkeit zur einfachen Baureihenbildung im Vordergrund
steht.
Durch den technischen Fortschritt, der auch im Bereich der Fertigungstechnik und der
Werkstoffentwicklung fortwährend stattfindet, konnten die Aufladeaggregate in den
letzten Jahren zum Teil deutlich verbessert werden, so dass ein bewertender Vergleich
verfügbarer Aufladesysteme für den Einsatz an kleinvolumigen Ottomotoren sinnvoll
erscheint.
3.2.3 Verfügbare Aufladesysteme
Bei den heute eingesetzten Aufladesystemen unterscheidet man primär zwischen
Systemen mit oder ohne Abgasenergienutzung. Systeme mit Abgasenergienutzung,
welche die Abgasenergie zum Antrieb des Aufladeaggregats nutzen, sind die am
häufigsten eingesetzten Systeme. Als Aufladeaggregat kommen dabei ausschließlich
Abgasturbolader zum Einsatz, der Comprex-Lader wird nicht verwendet. Die
Aufladeaggregate ohne Abgasenergienutzung beziehen ihre Antriebsenergie hingegen
von der Kurbelwelle des Motors und werden aufgrund ihrer mechanischen Kopplung mit
dem Motor als mechanische Lader bezeichnet. Der Vollständigkeit halber sei auch der
Downsizing und Aufladung 3 13
Druckwellenlader genannt, der zwar ebenfalls die Verdichtungsarbeit zur Erzeugung des
Ladedrucks aus der Abgasenergie entnimmt, diese aber nicht als mechanische Energie
über eine Rotorwelle überträgt.
Die Abgasturboaufladung lässt sich unterteilen in einstufige und zweistufige Aufladung,
mit und ohne Ladedruckregelung. Bei den mechanischen Aufladesystemen unterscheidet
man Lader der Verdränger- und der Strömungsbauart, die später noch im Detail
behandelt werden.
3.2.3.1 Abgasturboaufladung
Die Abgasturboaufladung ist das am häufigsten eingesetzte Aufladeverfahren. Es wird
sowohl bei langsamlaufenden Großmotoren eingesetzt als auch bei schnelllaufenden
kleinen Motoren. Turbolader weisen nur in einem Betriebspunkt ihren besten
Wirkungsgrad auf und müssen daher sorgfältig an Motorgröße und
Motoreinsatzbedingungen angepasst werden. Bei Schiffsmotoren wird der
Abgasturbolader beispielsweise für einen Motorbetriebspunkt nahe der Nenndrehzahl
ausgelegt, da Schiffsmotoren zum Teil tagelang bei einem konstanten Betriebspunkt,
eben in diesem Bestpunkt laufen. Bei den hochdynamisch betriebenen Fahrzeugmotoren
hingegen muss der Turbolader so ausgelegt werden, dass er im Falle einer
Fahrzeugbeschleunigung möglichst schnell den dafür gewünschten hohen Ladedruck
aufbauen kann.
Beim Abgasturbolader sitzen Lader und Turbine auf einer gemeinsamen Welle und
stehen bei einem stationären Motorbetriebspunkt im Leistungsgleichgewicht. Abb. 3
zeigt dazu ein schematisches Blockschaltbild eines ATL-Motors.
p
A
= p
3
•
•
p
2
p
1
Lader
n
ATL
n
M
•
•
p
4
•
•
p
A
= p
3
•
•
p
2
p
1
Lader
n
ATL
n
M
•
•
n
M
•
•
p
4
•
•
Abb. 3 Schematisches Blockschaltbild eines ATL-Motors
Turbine
14 3 Downsizing und Aufladung
Das Zusammenwirken von Motor und Abgasturbolader ist in Abb. 4 dargestellt. Dabei
zeigt das obere linke Teilbild den Volumenstrom durch den Motor in Abhängigkeit von
Motordrehzahl und Ladedruck, das so genannte Motorschluckverhalten.
Abb. 4 Zusammenwirken von Motor und Abgasturbolader
Ausgehend von einem Motorbetriebspunkt I mit der Drehzahl nI im
Schlucklinienkennfeld, saugt der Motor nach Gl. (3.10) einen bestimmten Volumenstrom
I
V
⋅
1an.
11
1
ρ
ρ
λ
ρ
LM
lH
L
a
n
V
m
V⋅⋅⋅==
•
• (3.10)
Mit dem zugeführten Kraftstoff ergibt sich für den Betriebspunkt ein Abgasmassenstrom
mit der Temperatur T3. Dieser wird bei gegebenem Turbinenhalsquerschnitt QT2 (Abb. 4
rechtes unteres Teilbild) zu einem Druckverhältnis p3/p4 (Abb. 4 rechtes oberes Teilbild)
aufgestaut, woraus schließlich das Ladedruckverhältnis p2/p1 resultiert. Das ganze System
befindet sich im Gleichgewicht. Erhöht man die Motordrehzahl auf nII > nI steigt der vom
Motor geförderte Durchsatz, was, wie oben beschrieben, bei gleichem
QT2
QT1
QT3
QT1<QT2<QT3
(V1)I
.(V1)II
.
I
p
p
4
3
II
p
p
4
3
nInII
nIII
1
1.5
2
2.5
1 1.5 2 2.5
Turbinendruckverhältnis p3/p4
Ladedruckverhältnis
I
II
QT2
QT1
QT3
QT1<QT2<QT3
(V1)I
.
(V1)I
.(V1)II
.
(V1)II
.
I
p
p
4
3
II
p
p
4
3
nInII
nIII
1
1.5
2
2.5
1 1.5 2 2.5
Turbinendruckverhältnis p3/p4
Ladedruckverhältnis
I
II
⋅⋅
⋅
⋅
TL
L
T
T
T
m
m
η
1
3=konst.
Volumenstrom
Downsizing und Aufladung 3 15
Turbinenhalsquerschnitt, eine Erhöhung des Turbinendruckverhältnisses hervorruft und
einen steigenden Ladedruck zur Folge hat. Die Höhe des Ladedrucks bei einem
bestimmten Motorbetriebspunkt und damit die Lage der Motorbetriebslinie im
Schlucklinienkennfeld kann bei einem ungeregelten Abgasturbolader durch den Einsatz
unterschiedlich schluckfähiger Turbinengehäuse variiert werden. Würde man
beispielsweise, ausgehend von Betriebspunkt II, einen Turbinenhalsquerschnitt QT3>QT2
wählen, nimmt dabei der Ladedruck mit dem größeren Turbinenhalsquerschnitt QT2 ab
und die Motorbetriebslinie verschiebt sich entsprechend zu kleineren Volumenströmen.
Bei Fahrzeugmotoren wird die Turbine gerade so groß gewählt, dass bereits bei ca. 40 %
der Motornenndrehzahl der maximale Ladedruck zur Verfügung steht. Bei
Motordrehzahlen oberhalb des Turbolader-Auslegungspunktes ist der Ladedruck dann so
zu regeln, dass der für den Fahrzeugbetrieb charakteristische Drehmomentverlauf
erreicht wird. Aufgrund der großen Motordrehzahlspanne und der damit verbundenen
großen Spreizung des Massendurchsatzes ist bei PKW-Ottomotoren eine
Ladedruckregelung zwingend erforderlich. Würde ein Turbolader ohne
Ladedruckregelung zum Einsatz kommen, müsste die Turbine, die den gesamten
Abgasstrom bei Nenndrehzahl schlucken kann, so groß gewählt werden, dass der
Turbolader, aufgrund seines dann großen Trägheitsmoments, beim Beschleunigen aus
niedriger Motordrehzahl heraus nur stark verzögert ansprechen würde.
Bei PKW-Motoren werden heute ausschließlich elektronische Ladedruckregelverfahren
eingesetzt. Gegenüber einer rein pneumatischen Regelung, die nur als eine Begrenzung
des maximalen Ladedrucks wirkt, kann die elektronische Ladedruckregelung zu jedem
Betriebspunkt den gewünschten Ladedruck einregeln. Insbesondere die immer strengere
Abgasgesetzgebung erfordert elektronische Ladedruckregelungen zur Einhaltung der
reglementierten Abgasemissionen. Der Ladedruck kann dabei in Abhängigkeit einer
Vielzahl von Parametern, wie z.B. Ladelufttemperatur, Zündwinkel und
Kraftstoffqualität, optimal eingestellt werden. Auch eine zeitweilige Überhöhung des
Ladedrucks zur besseren Fahrzeugbeschleunigung (Overboost) ist möglich.
Zum Regeln des Ladedrucks kommen bei Ottomotoren praktisch ausschließlich das
Wastegate-Ventil (WG) zum Einsatz, hingegen wird bei Fahrzeug-Dieselmotoren heute
schon überwiegend die Leitschaufelverstellung der Turboladerturbine (Variable Turbinen
Geometrie) eingesetzt.
Wastegate -Regler
Die schematische Darstellung einer Ladedruckregelung mit einem Wastegate-Ventil
(WG) zeigt Abb. 5. Die Betätigung des WG (5) erfolgt über eine Druckdose, in der eine
Membran (3), die durch eine Schraubenfeder vorgespannt ist, mit einem modulierten
Steuerdruck (2) beaufschlagt wird. Dieser Steuerdruck ist niedriger als der Ladedruck (4)
und wird mit einem Taktventil (1) erzeugt. Um auch bei niedrigen Ladedrücken (Teillast)
abblasen zu können, ist die Feder nur schwach vorgespannt.
Das Taktventil wird von der Motorelektronik angesteuert und arbeitet mit einer
Taktfrequenz von 10-15 Hz [55].
16 3 Downsizing und Aufladung
Abb. 5 Ladedruckregelung am Ottomotor durch elektronisch
getakteten Steuerdruck [55]
Die elektronische Regelung misst den Ladedruck, vergleicht diesen mit dem im Motor-
Steuergerät abgelegten betriebspunktabhängigen Sollwert und regelt diesen über das
Taktventil ein. Je kleiner der bei Teillast einzustellende Ladedruck ist, umso kleiner ist
dabei auch der Abgasgegendruck vor Turbine, was sich letztlich positiv auf den
Kraftstoffverbrauch des Motors auswirkt.
Ein weiterer Vorteil der elektronischen Ladedruckregelung ist, dass im Bereich zwischen
Volllastladedruck und dem Ladedruck entsprechend
π
L = 1 die Zylinderfüllung nicht
über die Stellung der (dissipativen) Drosselklappe dosiert werden muss.
Variable Turbinengeometrie (VTG)
Ein energetisch günstigeres Ladedruckregelverfahren als die Wastegateregelung stellt die
sogenannte Variable Turbinengeometrie (VTG), Abb. 6, dar. Die VTG ermöglicht es
durch die Veränderung von Anströmwinkel und –geschwindigkeit am Turbinenradeintritt
die Turbinenleistung zu regeln.
Bei der VTG ermöglichen die drehbar angeordneten Leitschaufeln zwischen dem
Spiralgehäuse und dem Turbinenlaufrad eine Querschnittsveränderung in der Turbine.
Dabei führt ein Aufstauen des Abgasmassenstroms durch das Schließen der
Leitschaufeln (Abb. 6 linke Graphik) zu einem hohen Enthalpiegefälle über der Turbine
und ermöglicht bereits bei niedrigen Motordrehzahlen einen hohen Ladedruck,
wenngleich sich der Motorgesamtwirkungsgrad in diesem Bereich um ca. 3%
verschlechtern kann [25]. Bei hohen Motordrehzahlen wird durch das zunehmende
Öffnen der Leitschaufeln der Strömungsquerschnitt vergrößert (Abb. 6 rechte Graphik).
Der Vorteil der VTG-Regelung gegenüber der Wastegate-Regelung liegt darin, dass
immer der gesamte Abgasmassenstrom über die Turbine geleitet wird und zur
Leistungsumsetzung genutzt werden kann. Bei hoher Motordrehzahl entstehen dadurch
Verbrauchsvorteile von bis zu 8% [25].
1 Taktventil
2 modulierter Steuerdruck
3 Membran
4 Ladedruck
5 Wastegateventil
6 Ansaugdruck
7 Lader
8 Turbine
9 Druck vor Turbine
10 Druck nach Turbine
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Downsizing und Aufladung 3 17
weiter Querschnitt
Turbinenlaufrad
Leitschaufeln
enger Querschnitt
niedriger
Ladedruck
hoher
Ladedruck
weiter Querschnitt
Turbinenlaufrad
Leitschaufeln
enger Querschnitt
niedriger
Ladedruck
hoher
Ladedruck
niedriger
Ladedruck
hoher
Ladedruck
Abb. 6 Turbinenrad und verstellbare Leitschaufeln eines VTG-
Turboladers
Trotz des hohen technischen Aufwands und der damit verbundenen Kosten konnte sich
diese Form der Ladedruckregelung in den zurückliegenden Jahren gegenüber der
Wastegate-Regelung beim Dieselmotor im Großserieneinsatz durchsetzen. Beim
Ottomotor werden Abgasturbolader mit verstellbaren Leitschaufeln in der Serie noch
nicht eingesetzt, da die Abgasspitzentemperaturen mit bis zu 1050°C deutlich höher sind
als beim Dieselmotor (750°C), was die Standfestigkeit von Leitschaufeln und
Verstellapparat deutlich reduziert.
Die Ansteuerung der verstellbaren Leitschaufeln erfolgt entweder durch eine Druckdose,
die über ein vom Steuergerät getaktetes elektropneumatisches Ventil mit Druck
beaufschlagt wird, oder direkt über einen elektrischen Stellmotor.
Elektrisch unterstütze Abgasturbolader (eu-ATL)
Ein weiterentwickelter Abgasturbolader zur Verbesserung des Instationärverhaltens
integriert einen Elektromotor auf der Turboladerwelle zwischen Verdichter und Turbine.
Dieser Elektromotor beschleunigt im Bedarfsfall das Laufzeug des Turboladers und
ermöglicht so einen schnellen Ladedruckaufbau.
Darüber hinaus bietet diese in den Turbolader integrierte elektrische Maschine den
Vorteil, dass die zur Ladedruckerzeugung nicht benötigte Abgasenergie in elektrische
Energie umgewandelt werden kann, die ins Bordnetz bzw. eine Batterie eingespeist
werden kann. Insgesamt lässt sich dadurch die Turboladerdrehzahl völlig entkoppelt von
der Motordrehzahl regeln und so eine bessere Anpassung des Turboladers an das
gewünschte Motorschluckverhalten ermöglichen.
18 3 Downsizing und Aufladung
Abb. 7 zeigt exemplarisch das Hochlaufverhalten eines eu-ATL im Vergleich zum
Standard-ATL bei einem Lastsprung an einem 6 ltr. Nfz-Dieselmotor und verdeutlicht
den Vorteil dieses Systems.
Abb. 7 Hochlaufverhalten eines eu-ATL im Vergleich zum Standard-ATL
gleicher Baugröße an einem 6 ltr. Nfz-Dieselmotor [34] bei einem
Lastsprung
Aufgrund des extrem hohen Leistungs- und Energiebedarfs beim Beschleunigen von
Turboladerlaufzeug und elektrischer Maschine und der dafür erforderlichen aufwendigen
Leistungselektronik, mit der entsprechenden Anpassung des Fahzeugbordnetzes, wird
das Konzept bisher noch nicht serienmäßig eingesetzt.
3.2.3.2 Druckwellen-Aufladung
Unter der Bezeichnung “Comprex“ wurde von der damaligen Firma BBC, die
inzwischen in der Firma ABB aufgegangen ist, ein Druckwellen-Lader entwickelt, der
die Druckenergie des Abgases direkt auf die Ladeluft überträgt. Der Comprex, bzw. sein
Zellenrad, wird zwar wie ein mechanischer Lader von der Kurbelwelle angetrieben,
benötigt diesen Antrieb aber lediglich zur Drehzahl-Synchronisation von Zellenrad und
Motor, bzw. für seine Funktion als eine Art Steuerdrehschieber. Es wird jedoch keine
Verdichter-Leistung eingetragen.
Downsizing und Aufladung 3 19
Auspuff
Abgas vom Motor
Ansaugluft
Riementrieb
Ladeluft
Gasgehäuse
Zellenrad
Luftgehäuse
Auspuff
Abgas vom Motor
Abgas vom Motor
Ansaugluft
Riementrieb
Ladeluft
Gasgehäuse
Zellenrad
Luftgehäuse
Abb. 8 Funktionsprinzip des Druckwellen-Laders [96]
Die Hauptkomponente des Druckwellen-Laders ist das Zellenrad (Abb. 8), das mit in
axialer Richtung laufenden Kanälen hohlgegossen wird. Ein solcher Kanal, der auf der
Ansaugseite mit Frischluft gefüllt ist, wird durch das Weiterdrehen des Zellenrades zur
Ansaugseite abgeschlossen. Anschließend wird dieser zur Abgasseite des Motors
zunächst ebenfalls geschlossene Kanal geöffnet, damit das unter Druck stehende Abgas
in den Kanal einströmen kann und die in der Zelle befindliche Frischluft durch die
entstehende Druckwelle verdichtet. Nahezu gleichzeitig wird der Kanal zur
Motoreinlassseite geöffnet, so dass die Ladeluft in das Saugrohr einströmen kann. Noch
bevor das in der Zelle vorhandene Abgas mit in die Saugleitung einströmt, wird durch ein
kontinuierliches Weiterdrehen des Zellenrades der Kanal auf der Motoreinlass-Seite
wieder abgeschlossen. Das Abgas wird dann am geschlossenen Kanalende reflektiert und
strömt anschließend aus der dazu freigegebenen Auslassöffnung.
Ein wesentlicher Vorteil des Comprex-Laders ist seine Möglichkeit zu hohen
Ladedrücken bei niedriger Motordrehzahl. Maximal erreichbare Ladedrücke liegen bei
etwa πL=3 [45]. Auch bei hubraumkleineren Motoren ergeben sich für den dann
kleineren Druckwellen-Lader kaum Wirkungsgradverschlechterungen infolge höherer
Spaltverluste, da diese durch das Wirkprinzip nur einen geringen Einfluss haben. Die
Antriebsleistung für das Zellenrad ist vernachlässigbar niedrig, da nur dessen
Lagerreibung überwunden werden muss [27].
20 3 Downsizing und Aufladung
Die Güte dieses Prozesses ist von der genauen Abstimmung der Länge des Zellenrades,
dessen Steuerzeiten und Übersetzungsverhältnis zur Motordrehzahl abhängig. Die
Schwierigkeit bei der Laderanpassung besteht darin, die Aufladung im gesamten
Motorbetriebsbereich optimal zu gestalten. Diese Aufgabe ist deshalb kompliziert, weil
die Laufzeit der Druckwellen von der Länge der Zellen abhängig ist, diese aber bei
konstantem Übersetzungsverhältnis zwischen Motor und Zellenrad in Abhängigkeit von
der Motordrehzahl unterschiedlich lange an die jeweiligen Ein- und Auslasskanäle
angeschlossen sind. Ein weiterer Nachteil bei konstantem Übersetzungsverhältnis ergibt
sich beim Motorstart, da der Lader dann bei der niedrigen Starterdrehzahl nicht genügend
Frischluft zur Verfügung stellen kann. Abhilfe schaffen kann hier ein Bypasssytem auf
der Frischluftseite. Günstiger für den gesamten Motorbetriebsbereich wäre ein variables
Übersetzungsgetriebe zwischen Zellenrad und Motor, oder ein direkt von einem
Elektromotor getriebenes Zellenrad, wie es beim “SAVE-Motorkonzept“ [27] von der
Wenko AG eingesetzt wurde.
Weitere Nachteile ergeben sich durch erhöhte Abgasgegendrücke infolge
Abgasnachbehandlungssystemen, da dann das Druckgefälle über dem Zellenrad sinkt
und das Abgas nur erschwert aus dem Zellenrad abströmen kann. Auf der Frischluftseite
führt die starke Erhitzung der Ladeluft in dem heißen Zellenrad speziell bei Ottomotoren
zu einer erhöhten Klopfgefahr.
Das hohe Gewicht und die ungünstigen Packageeigenschaften des Druckwellenladers
stellen weitere Kritikpunkte dar. Die ehemals hohen Fertigungskosten für das Zellenrad
dürften allerdings heutzutage infolge der Automatisierungstechnik nicht höher sein als
die des Turboladerlaufzeuges.
3.2.3.3 Mechanische Aufladesysteme
Abb. 9 zeigt ein schematisches Blockschaltbild eines Motors mit mechanischem Lader.
•
•
Bypass
Drosselklappe
•
•
p
1
p
2
Lader
Bypass
Drosselklappe
•
1
2
p
A
= p
0
•
•
n
L
n
M
•
•
Bypass
Drosselklappe
•
•
p
1
p
2
Lader
Bypass
Drosselklappe
•
1
2
p
A
= p
0
•
•
n
L
n
M
Abb. 9 Schematisches Blockschaltbild von Motor und mechanischem Lader
Downsizing und Aufladung 3 21
Für Mechanische Aufladesysteme werden überwiegend Verdrängerlader verwendet.
Diese Systeme sind gekennzeichnet durch die mechanische Kopplung des
Aufladeaggregats mit der Kurbelwelle des Motors. Dadurch können Verdrängerlader
auch im dynamischen Betrieb stets den gewünschten Ladedruck liefern, im Gegensatz
zur Abgasturboaufladung, bei der der Ladedruck erst entsprechend dem
Abgasenergieangebot aufgebaut werden kann. Ferner haben mechanische
Aufladesysteme beim Kaltstart den Vorteil, den Lader zur Sekundärlufteinblasung vor
dem Katalysator für eine effektivere Abgasnachbehandlung einsetzen zu können.
Den positiven Argumenten einer mechanischen Aufladung stehen auch Nachteile
gegenüber. Ein wesentliches Kriterium bei der Bewertung eines mechanischen
Aufladesystems ist die Leistungsaufnahme des Verdichters wegen ihres direkten
Zusammenhangs mit dem Kraftstoffverbrauch. Der ständig mitlaufende Verdichter
verlangt auch im Motorteillastbereich, in dem der Motor als Saugmotor betrieben wird,
permanent Antriebsleistung zur Überwindung der Reibung in Lagern und
Synchronisationsgetriebe und zur Umwälzung großer ungenutzter Luftmengen über das
laderexterne Bypassventil. Es ist auch auf das Geräuschverhalten zu achten, welches
abhängig ist von der Pulsationsanregung in der Druckleitung. Einen wesentlichen
Einfluss darauf hat die Art der Prozessführung, speziell die Anpassung des Drucks im
Lader an den Druck in der Saugleitung des Motors [51]. Bei besonders sportlichen
Fahrzeugen wird diese Eigenschaft auch beim Sound-Engineering zum Vorteil genutzt.
Die vom Motor aufzubringende Laderantriebsleistung PL ergibt sich gemäß Gl. (3.11):
−
⋅
⋅
⋅⋅⋅=
−
1
1
1
1
2
1
L
L
p
p
TcmP
mLsL
pLLL
κ
κ
ηη
(3.11)
mit
L
m
Luftmassenstrom,
cpL spez. Wärmekapazität der Luft bei konstantem Druck,
T1 Temperatur der Luft vor Verdichter,
η
sL isentroper Wirkungsgrad des Laders,
η
mL mechanischer Wirkungsgrad des Laders,
p1 Druck vor Lader,
p2 Druck nach Lader,
κ
L Isentropenexponent der Ladeluft
Dabei wird der mechanische Lader über ein in der Regel konstantes
Übersetzungsverhältnis i vom Motor angetrieben und läuft gemäß Gl. (3.12) mit der
Drehzahl nL:
ML nin ⋅= . (3.12)
22 3 Downsizing und Aufladung
Zusammenwirken von Motor und mechanischem Lader
Wird ein Viertakt-Ottomotor mit einem Verdrängerlader bei konstantem
Übersetzungsverhältnis i1 mechanisch angetrieben, ergibt sich bei ungedrosseltem Motor
zwischen Lader und Motor der typische Ladedruckverlauf über dem vom Lader an den
Motor gelieferten bezogenen Volumenstrom, wie er in Abb. 10 dargestellt ist. Die
Motorbetriebslinie fällt mit sinkender Drehzahl und dementsprechend sinkendem
Durchsatz zu leicht abfallendem Ladedruck, der durch die Wahl eines anderen
Übersetzungsverhältnisses i2 auf ein anderes Ladedruckniveau verschoben werden kann.
Abb. 10 Schematische Darstellung des Zusammenwirkens eines
Viertaktmotors mit einem mechanisch angetriebenen Lader
der Verdrängerbauart
Einen Fahrzeugmotor unter Verwendung eines Strömungsladers mechanisch aufzuladen
ist nicht sinnvoll, da, wie Abb. 11 zeigt, der Ladedruck und damit das Motormoment bei
0 V1
.
πL
nL1
_
3
4 nL1
1
nL1
1
_
4
_
4
1 nM
_
2
1 nM
nM
_
4
3 nM
ML nin ⋅= 1
1Motorbetriebslinien
_
2
1 nL1
ML nin ⋅= 2
2
nL2
1
_
4
_
2
1 nL2
_
3
4 nL2
nL2
i1=const.
i2=const.
Downsizing und Aufladung 3 23
konstantem Übersetzungsverhältnis mit abnehmender Drehzahl deutlich sinkt. Um diesen
Drehmomentabfall zu vermeiden, müsste ein Getriebe mit variablem
Übersetzungsverhältnis zwischen Motor und Lader verwendet werden, was technisch
aufwendig und sehr teuer ist. Daher verwendet man heutzutage für Serien-PKW als
mechanische Aufladeaggregate ausschließlich Verdrängerlader.
Abb. 11 Schematische Darstellung des Zusammenwirkens eines
Viertaktmotors mit einem mechanisch angetriebenen Lader
der Strömungsbauart
Mechanisch angetriebene Lader mit konstantem Übersetzungsverhältnis zum Motor
benötigen bei Einsatz am Ottomotor unbedingt eine Ladedrucksteuerung. Der Lader und
das Übersetzungsverhältnis werden dabei zunächst so ausgelegt, dass die maximale
Zylinderfüllung und damit das maximale Volllastdrehmoment bereits im Bereich
niedriger Motordrehzahlen gewährleistet ist. Die Steuerung des Ladedrucks für einen
Verdrängerlader kann durch laderinterne oder laderexterne Steuereinrichtungen erfolgen.
Die laderexternen Steuerungseingriffe beeinflussen das Förderverhalten des Laders durch
0 V1
.
πL
nL= const.
_
3
4 nL
1
nL
1
_
4
_
4
1 nM
_
2
1 nM
nM
_
4
3 nM
ML nin ⋅= Motorbetriebslinie
_
2
1 nL
Pumpgrenze
24 3 Downsizing und Aufladung
außerhalb des Laders angeordnete Steuerelemente. Beispiele sind die momentan in der
Serienproduktion hauptsächlich verwendeten Steuerorgane Drosselklappe und Bypass,
wie sie bereits in Abb. 9 schematisch dargestellt sind. Laderinterne Steuerungen, die
jedoch nur bei Aufladeaggregaten mit innerer Verdichtung eingesetzt werden,
beeinflussen das Förderverhalten durch eine unmittelbare Variation von Gestalt und
Größe des Arbeitsraumes. Beispiele hierfür sind der vor allem bei
Kältemittelschraubenkompressoren oft verwendete interne Bypass, sowie die oft
eingesetzte Schiebersteuerung [60], auf die später noch im Detail eingegangen wird
(Abb. 23).
Eine weitere Möglichkeit, positiven Einfluss auf die Energiebilanz des Gesamtsystems
Motor-Lader zu nehmen, besteht im Abkoppeln des Laders über eine schaltbare
Kupplung in Betriebspunkten im unteren Lastbereich. Dort, wo der Motor im
Saugbetrieb arbeitet, kann so die unnötige Antriebsenergie für den Lader eingespart
werden. Nachteilig zeigt sich jedoch beim Wiederzuschalten des Laders die ruckartige
Belastung auf den Antriebsstrang, wodurch der Fahrkomfort sinkt.
Vergleich mechanischer Aufladeaggregate
Die Verdrängerlader können einachsig oder mehrachsig ausgeführt sein. Die
bekanntesten Bauarten der einachsigen Verdrängerlader sind der Flügelzellenlader, der
Drehkolben-Lader, der Spirallader und der Hubkolbenlader. Zu den mehrachsigen
Verdängerladern zählen beispielsweise der Rootslader oder der Schraubenlader. Lader
der Strömungsbauart sind stets einachsig ausgeführt. All diese Aufladeaggregate wurden
in der Vergangenheit immer wieder weiterentwickelt, erreichten zum Teil aber keine
Serienreife aufgrund zu geringer Standzeiten.
Im Folgenden werden diese Aufladeaggregate mit ihren Vor- und Nachteilen einzeln
vorgestellt.
Drehkolbenlader
Von den zahlreichen Bauformen von Drehkolbenladern sei hier exemplarisch der KKK-
Ro-Lader vorgestellt [49]. Dieser innenachsige Drehkolbenlader (
Abb. 12) besitzt einen Innen- und einen Außenrotor, die sich um ihre jeweilige
Mittelachsen drehen und dabei einen in seinem Volumen veränderlichen Arbeitsraum
bilden. Synchronisiert werden Innen- und Außenrotor über ein Getriebe mit einem
Drehzahlverhältnis von i = 2 : 3.
Der von außen angetriebene, exzentrisch gelagerte Innenrotor verdichtet dabei die Luft,
sobald der Außenrotor die Einlasssteuerkante überschreitet und die Arbeitskammer
abschließt. Die Verdichtung des geschlossenen Kammervolumens mit fortlaufender
Rotordrehung ermöglicht Volumenverhältnisse von Vmax/Vmin= 1,1 bis 1,5.
Downsizing und Aufladung 3 25
Abb. 12 Schematischer Aufbau des KKK-Ro-Laders [49]
Das Fördervolumen und das geometrisch realisierbare Verdichtungsverhältnis werden
durch die Lage der Ein- und Auslasssteuerkanten bestimmt. Dabei ist die Höhe der
inneren Verdichtung von der Lage der Auslasssteuerkante abhängig. Laderinterne
Drehschieber zur Verschiebung der Steuerkanten auf der Ein- und Auslassseite
ermöglichen eine Anpassung des vom Lader geförderten Volumenstroms an den
jeweiligen Motorbetriebspunkt, und erhöhen den Gesamtwirkungsgrad von Lader und
Motor.
Zuletzt wurde eine derartige Weiterentwicklung von DaimlerChrysler vorgestellt [51],
die aber aufgrund ihrer Komplexität und Abdichtungsproblematik nicht bis zur
Serienreife gelangte.
Obwohl die Fertigung des Drehkolben-Laders aufgrund der unkomplizierten
Bauteilformen, etwa durch Strangpressverfahren, relativ einfach erschien, erwies sich die
Beherrschung kleiner Spaltmaße dieser innenachsigen Maschine als problematisch,
wobei besonders die Spalthöhen zwischen den Rotoren sowie zwischen Außenrotor und
Gehäuse den Wirkungsgrad in hohem Masse beeinflussen. Einlaufbeschichtungen zur
besseren Abdichtung der Rotoren wurden bisher nicht verwendet.
Prinzipbedingt stellen die hohen Totvolumina einen Nachteil dar, die sich am Ende des
Ausschiebevorganges zwischen Außen- und Innenrotor sowie dem Gehäuse bilden und
sich bei weiterer Rotordrehung zur Saugseite öffnen. Neben einer Senkung des
Liefergrades durch das um das Totvolumen verringerte Ansaugvolumen kommt es
Außenrotor
Innenrotor
L
u
f
te
in
t
ri
tt
Luftaustritt
Einlasssteuerkante
Auslasssteuerkante
Arbeitskammer
26 3 Downsizing und Aufladung
hierdurch zu Druckpulsationen mit unerwünschter Geräuschentwicklung. Ähnlich
ungünstig wirkt das abrupte Öffnen des Laderauslasses.
Spirallader
Eine weiteres Aufladeaggregat der Verdrängerbauweise stellt der Spirallader dar. Das
Prinzip des Spiralladers ist bereits 1905 durch Leon Creux zum Patent angemeldet
worden, damals noch zur Nutzung der Expansionsarbeit in der Dampfmaschine.
Die Verdrängerspirale vollzieht eine Art „Taumelbewegung“ innerhalb eines
spiralförmigen (feststehenden) Gehäuses, die dadurch entsteht, dass jeder geometrische
Punkt der Verdrängerspirale - auch ihr gedachter Mittelpunkt - sich auf einer gleichen
Kreisbahn bewegt.
Bei dem Spirallader (engl.: “scroll-type supercharger“) vollzieht eine Verdrängerspirale
eine translatorische Bewegung auf einer Kreisbahn in einem ebenfalls spiralförmigen,
feststehenden Gehäuse. Abb. 13 veranschaulicht den Aufbau und die Funktion eines
Spiralladers.
Die sich bewegende Verdrängerspirale teilt den Arbeitsraum in einen inneren und
äußeren Bereich, wobei sich diese beiden Bereiche in ihrem Volumen periodisch ändern.
In Phase 1, während der innere und der äußere Arbeitsraum zur Umgebung hin geöffnet
sind, wird Ladung angesaugt. Nach einer 90°-Drehung der Antriebswelle (Phase 2) ist
der äußere Arbeitsraum verschlossen und verdichtet bereits die Ladung, während sich der
innere Arbeitsraum noch in der Ansaugphase befindet. Nach einer weiteren 90° Drehung
beginnt im äußeren Arbeitsraum bereits die Ausschiebephase der verdichteten Ladeluft
und der innere Arbeitsraum verschließt sich allmählich. Im weiteren Verlauf (Phase 4)
wird auch die Ladeluft des inneren Arbeitsraumes ausgeschoben.
Downsizing und Aufladung 3 27
Phase 1 Phase 2
Phase 3
Phase 4
Eintritt
Austritt
äußerer Arbeitsraum
innerer Arbeitsraum
Verdrängerspirale
Deckscheibe
Verdrängerspirale
Exzenter
Gehäuse
Austritt
Antriebswelle
Phase 1 Phase 2
Phase 3
Phase 4
Eintritt
Austritt
äußerer Arbeitsraum
innerer Arbeitsraum
Verdrängerspirale
Phase 1 Phase 2
Phase 3
Phase 4
Eintritt
Austritt
äußerer Arbeitsraum
innerer Arbeitsraum
Verdrängerspirale
Deckscheibe
Verdrängerspirale
Exzenter
Gehäuse
Austritt
Antriebswelle
Deckscheibe
Verdrängerspirale
Exzenter
Gehäuse
Austritt
Antriebswelle
Abb. 13 Funktionsprinzip des Spiralladers [18]
Der Wirkungsgrad des Spiralladers ist, wie bei allen Verdrängermaschinen, davon
abhängig, wie weit es gelingt, die Spaltmassenströme zwischen den Arbeitsräumen klein
zu halten. Die dazu erforderliche hohe Fertigungspräzision der Spiralgänge konnte
aufgrund unzureichender Bearbeitungsverfahren lange Zeit nicht erreicht werden. Erst in
den achtziger Jahren wurde ein Spirallader großserienmäßig hergestellt, der G-Lader der
Firma Volkswagen (Abb. 14).
28 3 Downsizing und Aufladung
Die Verdrängergeometrie des G-Laders zeichnet sich durch relativ lange und enge
Dichtspalte aus. Aufgrund der daraus folgenden geringen Spaltmassenströme kann ein
hoher Wirkungsgrad auch bei niedrigen Drehzahlen und hohen Druckverhältnissen
erreicht werden. Das im Motorbetrieb maximal erreichte bzw. gefahrene Druckverhältnis
lag bei etwa πL = 1,8 [18], prinzipiell sind jedoch auch höhere Ladedruckverhältnisse
realisierbar. Die langen Dichtflächen sorgen zugleich für eine sanfte
Öffnungscharakteristik der Kammern beim Ausschieben der Luft, so dass die
Druckausgleichsvorgänge ebenfalls langsam ablaufen und unerwünschte
geräuschanregende Druckpulsationen kaum vorhanden sind.
Energetische Vorteile ergeben sich auch aus der nur translatorischen Bewegung des
Verdrängers. Aus den geringen Relativgeschwindigkeiten der Bauelemente zueinander
resultieren nämlich zum einen niedrige Reibleistungen in Lagern und an Dichtungen,
wodurch der Wirkungsgrad hoch ist, zum anderen bleibt die Massenträgheit und damit
der Beschleunigungsleistungsbedarf im transienten Fahrbetrieb gering.
Abb. 14 Schnittdarstellung eines Volkswagen G-Laders [45]
Eine Weiterentwicklung des G-Lader-Prinzips wurde unter dem Namen 'Ecodyno' von
der Schweizer Industrie Gesellschaft (SIG) vorgestellt. Wirkungsgradverbesserungen
gegenüber dem VW-G-Lader konnten durch eine Rotorbeschichtung und eine ovale
Spiralgeometrie erzielt werden.
Downsizing und Aufladung 3 29
Die wesentlichen prinzipbedingten Nachteile aller Spirallader liegen in der
problematischen Fertigungsgenauigkeit und in seinen eher ungünstigen
Packageeigenschaften, da die Verdrängerspirale in ihren äußeren Abmessungen relativ
groß baut.
Die Forderung nach hohem Wirkungsgrad und hoher Betriebssicherheit verlangt geringst
mögliche Spalte bei allen Betriebszuständen. Infolge dessen ist eine extrem präzise
Fertigung vor allem der komplexen Spiralgeometrien mit hohen Oberflächenqualitäten
und eine sichere Beherrschung der druck- und temperaturbedingten Verformungen
erforderlich. Die unterschiedlichen Ausdehnungskoeffizienten der verwendeten
Werkstoffpaarung, Magnesium für die Spirale und Aluminium für das Gehäuse,
erfordern zusätzliche aufwendige Dichtleisten zur Gasabdichtung an den
Stirnwandflächen.
Hubkolbenlader
Eines der ältesten Arbeitsprinzipien für Verdrängerlader ist dasjenige des
Hubkolbenverdichters. Dieser weist bei hohen Druckverhältnissen gute Wirkungsgrade
auf, konnte aber dennoch bis heute keine wesentliche Bedeutung bei der Aufladung von
Verbrennungsmotoren erlangen. Die wesentlichen Gründe hierfür sind der hohe
Raumbedarf für den Kurbeltrieb, das hohe Gewicht, der erhebliche Fertigungsaufwand
durch die Vielzahl von Bauteilen sowie das ungünstige Schwingungsverhalten.
Ein zur Aufladung geeigneter Hubkolbenverdichter wurde von der Fa. Vairex mit dem
Hubkolbenlader VPDS (Variable Positive Displacement Supercharger) vorgestellt (Abb.
15). Dabei handelt es sich um einen mehrzylindrigen Hubkolbenlader mit variablem
Hubvolumen und zwangsgesteuerten Schieberventilen. Die vier Verdränger sind
sternförmig angeordnet und können durch den verschiebbaren Exzenter in ihrem Hub
verstellt werden. Durch entsprechende Gestaltung der Auslassschlitze kann eine variable
innere Verdichtung realisiert werden.
Aufgrund der hohen Zylinderzahl der Maschine treten nur relativ geringe Pulsationen
auf. Nachteilig bleibt jedoch der hohe Fertigungsaufwand aufgrund der vielen
verschiedenen Bauteile.
Durch die Gleitführungen der Arbeitskammern entstehen deutliche Reibungsverluste, die
sich auch ungünstig auf die Lebensdauer auswirken.
30 3 Downsizing und Aufladung
Einlasskanal
Einlassöffnung
Auslassöffnung
Arbeitsraum
Kolbendichtung
Kolben
1
Antriebswelle
Excenter-Antrieb
Excenter
Excenterlager
Kolbenantrieb
Einlasskanal
Einlassöffnung
Auslassöffnung
Arbeitsraum
Kolbendichtung
Kolben
1
Antriebswelle
Excenter-Antrieb
Excenter
Excenterlager
Kolbenantrieb
Abb. 15 Schnittbild eines modernen Hubkolbenladers der Firma Vairex
[45]
Rootslader
Das wohl älteste, heute noch eingesetzte, mechanische Aufladegerät ist der Rootslader,
der zu der Gruppe der Rotationskolbenlader zählt. Beim Rootslader laufen zwei
berührungsfrei ineinander greifende, lemniskatenförmige Rotoren gegensinnig in einem
Gehäuse (Abb. 16). Dabei verhindert ein Synchronisationsgetriebe die Berührung
zwischen den Rotoren. Bedingt durch die Rotorgeometrie ergeben sich kurze Spaltlängen
mit häufig hohen Spaltmassenströmen.
Das Volumen des Arbeitsraums bleibt während des Arbeitsspiels konstant, der
Rootslader verfügt also nicht über eine innere Verdichtung. Nach Abschluss der
Arbeitskammer auf der Saugseite erfolgt lediglich ein Gastransport, bis die druckseitigen
Auslasssteuerkanten erreicht sind. Nun öffnet die Arbeitskammer zur Druckseite und es
kommt zu einer isochoren Anpassung des Drucks vom bis dahin geltenden Wert pE auf
den Ladedruck pA (Abb. 17). Hieraus folgt gemäß Abb. 17 im Vergleich zur idealen
isothermen Verdichtung eine signifikante Vergrößerung der Arbeitsfläche [41].
Downsizing und Aufladung 3 31
Abb. 16 Schnittbild eines Rootsladers
Die durch diese Prozessführung anfallende Mehrarbeit muss als zusätzliche Wellenarbeit
vom Motor aufgewendet werden und wirkt sich zudem in einer entsprechend erhöhten
Laderaustrittstemperatur aus. Eine weitere Konsequenz der Prozessführung ist das
akustische Emissionsverhalten. Aufgrund hoher Druckgradienten beim Öffnen der
Arbeitskammer kommt es zu ausgeprägten Pulsationsgeräuschen.
Abb. 17 Mehrarbeit beim Rootslader durch isochore Verdichtung im
Vergleich zur isothermen Verdichtung [41]
Mehrarbeitsfläche
VhV
pA
p
pE
isochore
Verdichtung
isotherme
Verdichtung
32 3 Downsizing und Aufladung
Um die prinzipbedingten Schwächen des Rootsladers, insbesondere hinsichtlich
Spaltmassenströmen und Geräusch, zumindest teilweise zu beseitigen, wurden
verschiedene modifizierte Varianten des klassischen Roots-Laders entwickelt.
Die Firma Wankel Rotary GmbH entwickelte einen Ladertyp mit einer speziellen
Rotorbeschichtung und einer optimierten Spaltdichtung [71], so dass sich eine erhöhte
Abdichtung zwischen den beiden Rotoren sowie zwischen Rotoren und Gehäuse ergibt.
Dies bewirkt geringere Spaltmassenströme. Ferner konnten dadurch die erreichbaren
Ladedruckverhältnisse bis auf etwa πL=2 gesteigert werden. Eingesetzt wird dieser Lader
bisher nur an Nutzfahrzeug- bzw. Bootsdieselmotoren.
Einen anderen, von der Firma Eaton weiterentwickelten Rootslader zeigt Abb. 18 [66].
Abb. 18 Rootslader mit tordierten Rotoren der Fa. Eaton [66]
Auch hier wurden die Rotoren beschichtet, um eine erhöhte Dichtigkeit der
arbeitsraumbegrenzenden Spalte zu erzielen und höhere Ladedruckverhältnisse zu
ermöglichen [66]. Zudem sind die Rotoren in Längsachsenrichtung um einen Winkel von
60° tordiert, was zusammen mit optimierten Ein- und Auslasssteuerkanten kleinere
Druckgradienten beim Öffnen der Arbeitskammer bewirkt. Durch die Erhöhung der
Rotorzähnezahl von zwei auf drei wurde die Kammermasse verringert, wodurch die
Impulsanregung vermindert und gleichzeitig zu höheren Frequenzen verschoben werden
konnte. Um die Druckgradienten am Auslass weiter zu verringern, wurden parallel zu
den Auslasssteuerkanten Vorauslassschlitze im Gehäuse angeordnet.
Downsizing und Aufladung 3 33
Diese Maßnahmen konnten das akustische Verhalten soweit verbessern, dass der Eaton
Lader inzwischen zur Aufladung von PKW-Motoren eine hohe Verbreitung bei
Serienfahrzeugen von DaimlerChrysler [35], Jaguar [29] und BMW [70] gefunden hat.
Schraubenlader
Der Schraubenlader, der auch zur Gruppe der Rotationskolbenlader gehört, wurde
erstmals 1956 eingesetzt und zwar von der Schweizer Firma Saurer zur Aufladung von
Nutzfahrzeug-Dieselmotoren [74], obwohl das Prinzip der Schraubenmaschine zu
diesem Zeitpunkt bereits lange bekannt war [95]. Abb. 19 zeigt ein Schnittbild eines
modernen Schraubenladers der Fa. Opcon Autorotor [69].
Schraubenlader, mit ihrer inneren Verdichtung, erreichen auch bei hohen
Ladedruckverhältnissen einen hohen Wirkungsgrad. Eine wesentliche Voraussetzung
dafür sind geringe Spaltmassenströme. Dazu müssen zum einen die Spalthöhen minimiert
und zum anderen relativ hohe Umfangsgeschwindigkeiten, bis etwa u = 150 m/s,
realisiert werden.
Die Betriebsspalthöhen werden durch Geometrieoptimierung sowie durch die
Beschichtung von Rotor- und Gehäuseteilen erreicht. Letztere trägt während der
Einlaufphase zur Minimierung der Betriebsspalthöhen bei.
Abb. 19 Schnittbild eines Opcon-Autorotor Schraubenladers [69]
34 3 Downsizing und Aufladung
Schraubenlader weisen noch ein hohes Entwicklungspotential auf. Neben dem Einsatz
laderinterner Ladedrucksteuerorgane zur Wirkungsgradverbesserung, auf die später noch
im Detail eingegangen wird, zielen viele Aktivitäten auf eine vereinfachte Fertigung ab.
Ein Beispiel hierfür ist der in Abb. 19 dargestellte Opcon-Autorotor Schraubenlader.
Neben einer Minimierung der Teilezahl werden viele Bauteile endmaßnah im
Strangpressverfahren aus Aluminium gefertigt, um so die kostenintensive spanende
Bearbeitung zu reduzieren. Auch aus Kunststoff gegossene Rotoren und Gehäuse, zur
Reduzierung von Gewicht und Massenträgheitsmoment, befinden sich zur Zeit in der
Entwicklung und haben bereits einen befriedigenden Enwicklungsstand erreicht.
Strömungslader
Wegen seines günstigen isentropen Wirkungsgrads wurde immer wieder auch der Einsatz
des Strömungsladers (Radialverdichter) zur mechanischen Aufladung erprobt. Dabei gilt
es allerdings zwei prinzipbedingten Nachteilen zu begegnen. Zum einen läuft ein
Strömungslader auf einem Drehzahlniveau, das gegenüber der Drehzahl des damit
aufzuladenden Motors in etwa das zwanzigfache beträgt. Bei hubraumkleinen Motoren
mit entsprechend kleinen Verdichtern ergeben sich dadurch Übersetzungsverhältnisse
von über fünfzig, und es ist nicht einfach, für solch ein hohes Übersetzungsverhältnis ein
Getriebe mit ausreichend hohem Wirkungsgrad darzustellen. Zum anderen müsste, wie
dies bereits zu Abb. 11 ausgeführt wurde, das Getriebe im Übersetzungsverhältnis
variabel sein, damit auch im unteren Motordrehzahlbereich ein ausreichend hoher
Ladedruck bereitgestellt werden kann, wofür eine entsprechend hohe Laderdrehzahl
erforderlich ist. Als ein relativ weit entwickeltes Beispiel dieser Bauart sei der in Abb. 20
dargestellte ZF-Turmat-Lader herausgegriffen, der für Motor-Hubvolumina von 2 bis 3,5
Liter vorgesehen ist. Bei diesem Aggregat wird der Radialverdichter über einen
Riementrieb mit variablem Übersetzungsverhältnis und einem laderinternen
Planetengetriebe zur Drehzahlanpassung angetrieben. Die maximale Rotordrehzahl
beträgt nmax = 80000 min-1.
Neben seinem hohen isentropen Wirkungsgrad zeigt der Strömungslader auch bei der
Geräuschemission positive Eigenschaften, da hier die geräuschanregenden
Druckpulsationen infolge der kontinuierlich arbeitenden Strömungsmaschine nicht
auftreten.
Downsizing und Aufladung 3 35
Abb. 20 Der ZF-Turmat-Lader als Beispiel für einen mechanisch
angetriebenen Strömungslader [29]
Die enorme Komplexität des Antriebs führt zu hohen Herstellungskosten. Seine hohe
Massenträgheit wirkt sich wiederum, aufgrund der hohen erforderlichen Drehzahlen,
nachteilig auf das Beschleunigungsverhalten aus.
Trotz des hohen Verdichterwirkungsgrads ergibt sich aufgrund der hohen Reibleistung
der Antriebskomponenten ein eher niedriger Gesamtwirkungsgrad.
Zur Zeit werden mechanisch angetriebene Strömungslader nicht in Serienfahrzeugen
eingesetzt, lediglich für den Aftermarketsektor werden Nachrüstlösungen in
Kleinststückzahlen hergestellt [28],[64]. Weitere Anwendung findet der Strömungslader
als sogenannter e-Booster, bei dem ein Elektromotor einen Strömungslader antreibt, der
dem Verdichter eines Abgasturboladers in Reihe vorgeschaltet wird. Diese zweistufige
Verdichtung ermöglicht ein insgesamt höheres Ladedruckniveau in Betriebspunkten, in
denen vom Motor zu wenig Abgasenergie zur Verfügung steht.
36 3 Downsizing und Aufladung
Laderexterne Ladedruck-Steuereinrichtungen
Abhängig von der jeweiligen Kombination aus Verbrennungsmotor und (mechanischem)
Lader ist bei konstantem Übersetzungsverhältnis des Laderantriebs unter Umständen
schon zur Erzielung einer günstigen Volllast-Ladedruck-Charakteristik eine
Ladedrucksteuerung erforderlich. Diese ist in jedem Fall aber für den Teillastbetrieb des
Ottomotors erforderlich.
Unter den möglichen Verfahren zur Laststeuerung sei als erstes der Externe Bypass
betrachtet, durch den verdichtete Luft von der Druckseite des Laders auf die Saugseite
zurückgeführt wird (Abb. 9). Mit zunehmender Öffnung der Bypassklappe (BY) erhöht
sich bei gegebener Ladercharakteristik (nL=const. in Abb. 21) das Schluckverhalten des
“Verbrauchers“, zu dem nunmehr neben dem Verbrennungsmotor (Motorschlucklinie
nM=const.) auch noch der Bypass (-Luftstrom) zählt. Dadurch verschiebt sich der
Laderbetriebspunkt von A nach B´, der Motorbetriebspunkt von A nach B. Der dem
Motor angebotene Massenstrom verringert sich dabei von A
m
C auf B
m
C. Gleichzeitig
sinkt die aufzubringende Laderarbeit, wie dies aus den zugehörigen Arbeitsflächen im
p,V-Diagramm eines Laders mit innerer Verdichtung (z.B. Schraubenlader) der Abb. 21
zu entnehmen ist, da der Lader den Massenstrom jetzt nur noch auf den Ladedruck pB
verdichten muss. Mit dem Externen Bypass kann der Durchsatz nicht weiter als bis auf
⋅
C
m gesenkt werden, was dem Durchsatz des ungedrosselten Saugmotors entspricht. Zur
weiteren Lastreduzierung und der dazu erforderlichen Durchsatzverringerung muss dann
zusätzlich die Drosselkappe (DK) enger gestellt werden.
Abb. 21 Laststeuerung des Lader-Motorsystems durch einen externen
Bypass (BY)
pB
pC
Vmax
0
p
C, BY offen
(Volllast:
BY geschl.,
DK offen)
nM= const.
B
1
2
0
nL=const.
mC
.
C
m
.mB
.
.
.
V
π
mA
.
pA
B, BY
teilgeöffnet
A, BY geschl.
.
mB´
.
B´
A
BY öffnen
pB
pC
Vmax
0
p
C, BY offen
(Volllast:
BY geschl.,
DK offen)
nM= const.
B
1
2
0
nL=const.
mC
.
mC
.
C
m
.
m
.mB
.
mB
.
.
.
VV
π
mA
.
mA
.
pA
B, BY
teilgeöffnet
A, BY geschl.
.
mB´
.
mB´
.
B´
A
BY öffnen
Downsizing und Aufladung 3 37
Abb. 22 stellt, wiederum ausgehend von Volllastpunkt A, die Situation dar, dass die
Betriebspunkte B und C durch alleinige Verstellung der Drosselklappe DK eingestellt
werden. Dass diese Vorgehensweise nachteiliger ist als die zu Abb. 21 geschilderte, lässt
sich aus dem Vergleich der zugehörigen p,V-Diagramme erklären. War zum
Betriebspunkt C die Verdichterarbeit gemäß Abb. 21 verschwindend gering, so entsteht
gemäß Abb. 22 (reine DK-Steuerung) eine relativ große Arbeitsfläche.
Zur Darstellung von Lastpunkten unterhalb der „Saugmotor-Volllast“ (C),
Betriebspunkt D, ist zweckmäßiger Weise der Externe Bypass voll zu öffnen und
zusätzlich die DK entsprechend zu schließen.
C (DK)
p
C
p
D
V
max
0
D mit Dk allein
p
+
+
C mit BY
A (Volllast)
n
M
= const.
C (Teillast)
1
2
0
n
L
=const.
Dkschließen
m
D
.
m
D
.
D (niedrige Last)
D mit
DK+BY
m
.
m
.
m
C
.
m
C
.
..
++
..
..
++
++
.
VV
π
B
m
A
.
m
A
.
Abb. 22 Laststeuerung des Lader-Motorsystems durch Drosselkklappe
(DK) und externen Bypass (BY)
Laderinterne Ladedruck-Steuereinrichtungen
Bei Verdrängerladern mit innerer Verdichtung erscheint es sinnvoll, den Ladedruck
dadurch zu steuern, dass durch ein laderinternes Steuerorgan das Maß der inneren
Verdichtung genau dem erforderlichen Ladedruck angepasst wird. Abb. 23 zeigt dazu
schematisch zwei an Schraubenladern schon angewandte Prinizpien.
38 3 Downsizing und Aufladung
Abb. 23 Ladedrucksteuerungskonzepte mit internen Steuerorganen für
Schraubenlader [74]
Der Einsatz eines internen Steuerschiebers auf der Einlasssseite ermöglicht es über
entsprechende Verstellung des Schiebers, den Ladedruck p2 bis auf das für sehr niedrige
Motorteillasten erforderliche Maß (unterhalb des Atmosphärendrucks p1) abzusenken.
Dazu muss der Einlassschieber (ES) so gestellt werden, dass die Zahnlücken der
Schraubenmaschine bereits vor Erreichen des maximalen Kammervolumens
abgeschlossen werden. Abb. 24 verdeutlicht die Funktionsweise dieses Prozesses.
Zwischen den Positionen 1 und 2 des Hauptrotors wird die Ladeluft angesaugt, die
Kammer füllt sich. Nachdem in Arbeitspunkt 2 die Kammer nach Überschreiten der
Steuerkante verschlossen ist, erfolgt mit zunehmendem Volumen der Zahnlücke von 2
nach 3 eine Expansion, bevor während der darauf folgenden Kompression von 3 nach 4
das Arbeitsgas bis auf den angestrebten Ladedruck p2 verdichtet wird. Anschließend
erfolgt das Ausschieben der Ladeluft bis zum Arbeitspunkt 5.
Interner Bypass Interner Steuerschieber
Downsizing und Aufladung 3 39
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
Hauptrotor Drehwinkel in °
Relatives Kammervolumen
Auslass-
steuerkante
Verstellbereich des Schiebers
Füllen der
Kammer
Expandieren Verdichten Ausschieben
12354
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
Hauptrotor Drehwinkel in °
Relatives Kammervolumen
Auslass-
steuerkante
Verstellbereich des Schiebers
Füllen der
Kammer
Expandieren Verdichten Ausschieben
12354
Abb. 24 Schematische Funktionsweise eines laderinternen
einlassseitigen Steuerschiebers
Mit Verstellung des einlassseitigen Steuerschiebers verändert sich die Laderkennlinie, in
Abb. 25 links dargestellt, wie diejenige bei Betätigung der Drosselklappe DK (vgl. Abb.
22). Deutliche Unterschiede zeigen sich jedoch in den dazugehörigen p,V-Diagrammen.
Aus der Laststeuerung mittels Einlassschieber resultiert eine negative Arbeitsfläche (1-2-
3-4-5), das heißt, der Lader liefert Nutzarbeit, die er an die Kurbelwelle des Motors
zurückspeisen kann. Ein Vergleich mit dem Anfahren des Betriebspunktes C durch
Engerstellen der Drosselklappe zeigt, dass dabei die zugehörige Arbeitsfläche (6-3-4-5)
positiv wird, also eine zuzuführende Arbeit darstellt und dementsprechend energetisch
ungünstiger ist als der einlassseitige Steuerschieber.
Soll der über einen ES gesteuerte Lader seinem Hauptzweck entsprechen, nämlich einen
Ladedruck p2>pB liefern, der also größer als der Umgebungsdruck ist, so ist der ES so zu
verstellen, dass die Einlasssteuerkante die Zahnlücken bei maximalem Kammervolumen
abschließt. Bei weiterer Drehung der Rotoren nimmt das Zahnlückenvolumen ab und die
Füllung wird verdichtet, bis die druckseitige Steuerkante überfahren wird.
40 3 Downsizing und Aufladung
n
M
= const.
A (Vollast)
B (Teillast)
1
2
0
Laderdrehzahl n
L
=const.
ES früher schließen
m
.
C (niedrige Last)
C (mit ES)
p
B
p
C
Volume V V
max
0
C (mit DK)
+
+
A
p
A
m
C
.m
A
.
+
3
4
2
1
5
p
1
p
2
n
M
= const.
A (Vollast)
B (Teillast)
1
2
0
Laderdrehzahl n
L
=const.
ES früher schließen
m
.
m
.
C (niedrige Last)
C (mit ES)
p
B
p
C
Volume V V
max
0
+
+
A
p
A
m
C
.
m
C
.m
A
.
m
A
.
++
3
4
2
1
5
p
1
p
2
p
1
p
2
p
2
n
M
= const.
A (Vollast)
B (Teillast)
1
2
0
Laderdrehzahl n
L
=const.
ES früher schließen
m
.
m
.
C (niedrige Last)
C (mit ES)
p
B
p
C
Volume V V
max
0
C (mit DK)
+
+
A
p
A
m
C
.
m
C
.m
A
.
m
A
.
++
3
4
2
1
5
p
1
p
2
p
1
p
2
n
M
= const.
A (Vollast)
B (Teillast)
1
2
0
Laderdrehzahl n
L
=const.
ES früher schließen
m
.
m
.
C (niedrige Last)
C (mit ES)
p
B
p
C
Volume V V
max
0
+
+
A
p
A
m
C
.
m
C
.m
A
.
m
A
.
++
3
4
2
1
5
p
1
p
2
p
2
p
1
p
2
p
2
Abb. 25 Ladedrucksteuerung durch einen laderinternen Steuerschieber
Intern wirkende Steuereinrichtungen können sowohl auf der Einlassseite als auch auf der
Auslassseite eingesetzt werden und ermöglichen eine Anpassung des inneren
Volumenverhältnisses an den jeweiligen Betriebspunkt und damit eine Optimierung des
Wirkungsgrades. Einlassseitige Steuerschieber gehören bei Schraubenkompressoren in
Kälteanlagen zum Stand der Technik [74] und wurden auch bereits erfolgreich am
Ottomotor getestet [42]. Im Motorteillastbereich ermöglicht der Steuerschieber eine
Absenkung des Ladedrucks unterhalb des Atmosphärendrucks gemäß Abb. 25
(Arbeitspunkt C mit ES). Somit findet in dem Schraubenlader eine Expansion statt und
der Lader liefert Nutzarbeit an die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors zurück. Da
dieser Schraubenkompressor sowohl als Kompressions- als auch als Expansionsmaschine
arbeitet, spricht man von einem Hybrid-Schraubenlader, oder auch von einem SCREW-
Lader1.
Einen weiteren Vorteil bietet die Schiebersteuerung bei der Anpassung des inneren
Volumenverhältnisses an das anliegende Druckverhältnis beim Öffnen der
Arbeitskammer zur Minimierung der verdrängerlader-typischen Geräuschemission.
Aufgrund des beträchtlichen Bauaufwandes für die Implementierung der Steuerschieber
im Ladergehäuse haben die Steuerschieber allerdings bisher noch keine Anwendung in
der Serie gefunden.
1 SCREW: Schraubenmaschine mit Compressorischer Respektive Expansiver Wirkung
6
Downsizing und Aufladung 3 41
Nach längerer Pause (Saurer 1956) werden Schraubenlader derzeit wieder serienmäßig in
verschiedenen Fahrzeugen eingesetzt. Die kompakte Bauform des Schraubenladers mit
seinen guten Packageeigenschaften ermöglichen einen platzsparenden Einbau zwischen
den Zylinderbänken bei Motoren mit V-Anordnung, wie beispielsweise beim Miller-
Motor des Mazda Xedos 9 oder dem Mercedes SLK32 AMG [68].
3.3 Bewertung der Aufladeaggregate
In [32][37][45] und [57] sind bereits verschiedene Aufladeaggregate vergleichend
untersucht worden. Dabei war es oberstes Ziel, ein für den konkreten Anwendungsfall
optimales Aufladeaggregat in Bezug auf das Betriebsverhalten auszuwählen. Für den
Einsatz in modernen Fahrzeugen ist das Betriebsverhalten aber nicht alleine
ausschlaggebend, sondern es müssen darüber hinaus auch die wirtschaftlich relevanten
Kriterien berücksichtigt werden.
Aufgrund der technischen Weiterentwicklung der Lader, sowie optimierter Produktions-
und Fertigungsverfahren, haben sich in den letzten Jahren deutliche Fortschritte ergeben,
die eine neue Bewertung der Aufladeaggregate sinnvoll erscheinen lassen. Es ist also zu
prüfen, welche Anforderungen an heute verwendete Aggregate zur Aufladung
kleinvolumiger Ottomotoren gestellt werden, und inwieweit diese Anforderungen von
den einzelnen Aggregaten erfüllt werden. Nach einer entsprechend erarbeiteten Matrix
zur technisch wirtschaftlichen Bewertung nach der VDI-Richtlinie 2225 kann dann für
den konkreten Anwendungsfall der geeignetste Lader durch Gewichtung der
Bewertungskriterien gefunden werden.
Die Aufladeaggregate werden nach Bewertungskriterien jeweils mit Punktzahlen von 0-4
bewertet. Dabei erfolgt die Bewertung aufgrund der mit einem System theoretisch
erreichbaren optimalen Werte und nicht ausgehend von bereits in Produktion
befindlichen Systemen. Vier Bewertungspunkte stellen eine optimale Kriterienerfüllung
dar.
Anhand der durch das Antriebskonzept gegebenen Randbedingungen ist eine
Gewichtung der einzelnen Kriterien jeweils durch einen Faktor zwischen 0 und 1
vorgegeben.
Bei der Laderauswahl sollten zunächst die sog. 'K.O.-Kriterien' berücksichtigt werden,
also die Kriterien, die zu einem kompletten Wegfall eines Aufladeaggregates führen.
'K.O.-Kriterien' stellen die Kriterien dar, die mit maximaler Punktzahl, also 1, gewichtet
werden. Ein derartiges 'K.O.-Kriterium' könnte vor allem der 'Maximal erreichbare
Ladedruck' sein. Ist ein solches Kriterium definiert, so sollten alle Alternativen, die hier
nicht mindestens 3 Punkte erreichen, gestrichen werden.
Durch Aufsummieren der Produkte aus Gewichtung und Bewertungspunktzahl der
einzelnen Kriterien kann dann für die einzelnen Aufladeaggregate eine Gesamtbewertung
ermittelt werden. Das Aufladeaggregat mit der höchsten Punktzahl sollte schließlich in
der weiteren Konzeptphase die höchste Beachtung finden.
42 3 Downsizing und Aufladung
Folgende Kriterien werden bei der Bewertung der Aufladesysteme im Rahmen dieser
Untersuchung berücksichtigt:
- Steuerbarkeit durch Abschaltung oder laderinterne Verfahren: Zur Minimierung
der Laderantriebsleistung im Teillastbetrieb ist eine Steuerung erforderlich. Die
Realisierbarkeit einer internen Steuerung, wie sie bereits im vorherigen Kapitel
beschrieben wurde, die eine direkte Anpassung von gefördertem Massenstrom
und Ladedruckverhältnis im Lader erlaubt, ist besonders wünschenswert.
- Maximales Ladedruckverhältnis πLmax : Das maximal erreichbare Ladedruck-
verhältnis stellt besonders bei Downsizing-Konzepten eine ganz wesentliche
Größe dar. Im Rahmen dieser Untersuchung wird ein maximales
Ladedruckverhältnis von
π
Lmax = 3.0 gefordert.
- Ladedruckverlauf: Der ideale Lader kann in allen Betriebspunkten den
maximalen Ladedruck bereitstellen.
- Maximaler Wirkungsgrad: Der maximal erreichbare Wirkungsgrad stellt in
Bezug auf Wirtschaftlichkeit des Motor-Lader-Systems ein entscheidendes
Bewertungskriterium dar.
- Wirkungsgradverbesserung durch interne Steuerung: Dieses Kriterium bewertet
die durch eine Steuerung erreichbare Steigerung des Laderwirkungsgrads im
Teillastbereich.
- Instationäres Betriebsverhalten: Für einen schnellen Ladedruckaufbau muss bei
kleinvolumigen Ottomotoren mit Abgasturboaufladung das
Massenträgheitsmoment des Abgasturboladers besonders niedrig sein.
- Kompatibilität mit Abgasnachbehandlungssystemen: Abgasnachbehandlungs-
systeme wie Rußfilter und Katalysatoren dürfen in ihrem Verhalten durch das
Aufladeaggregat nicht ungünstig beeinflusst werden. Mechanische
Aufladeaggregate sind dabei vorteilhaft.
- Geräuschemission: Dieses Kriterium bewertet die Geräuschemissionen durch
saug- und druckseitig angeregte Druckausgleichsvorgänge. Unter Umständen
kann sich das Geräuschverhalten bei sportlichen Fahrzeugen aber auch positiv
auf das “Sound-Engineering“ auswirken.
- Packaging: Aufgrund der zunehmenden Motorperipherie und der Anzahl an
Zusatzaggregaten im Motorraum (elektronische Stellglieder, Klimakompressor,
etc.) sind kompakte, frei positionierbare Aggregate vorteilhaft.
Downsizing und Aufladung 3 43
- Gewicht: Zur Reduzierung der Gesamtfahrzeugmasse sind möglichst leichte
Aufladeaggregate anzustreben. Neben dem Lader müssen hier auch die
erforderlichen Hilfskomponenten (Laderantrieb, Krümmer...) Berücksichtigung
finden.
- Lebensdauer: Die Standzeit eines Laders ist abhängig von seiner Komplexität
und sollte sich möglichst über die gesamte Motorlebensdauer erstrecken
- Wartungsaufwand: Der Lader sollte wartungsfrei und ohne weitere Nebenkosten
jederzeit betriebsbereit sein
- Verfügbarkeit: Dieses Kriterium berücksichtigt die derzeitige Verfügbarkeit am
Markt, bzw. eine kurzfristige Weiterentwicklung möglicher Prototypen.
- Herstellungskosten: Sie sind ein entscheidendes Kriterium für die
Serienproduktion und hängen stark von der Stückzahl, dem Fertigungsverfahren
und der Bauteilkomplexität ab. Auch die erforderliche Peripherieerweiterung, (42
V Bordnetz für eu-ATL) muss berücksichtigt werden.
Tab. 2 stellte eine Bewertungsmatrix zur Auswahl eines geeigneten Aufladeaggregats für
den Einsatz zum Extrem-Downsizing von Ottomotoren dar. Da insbesondere untersucht
werden soll, inwieweit eine mögliche laderinterne Laststeuerung den Motor-
gesamtwirkungsgrad verbessern kann, erhält das Bewertungskriterium ’Steuerbarkeit’ die
Gewichtung 1. Somit kommen der Druckwellenlader, der Rootslader sowie der
mechanisch angetriebene Strömungslader für die Untersuchungen nicht weiter in
Betracht. Das Bewertungskriterium ´Maximaler Ladedruck´ wird ebenfalls als ´K.O.-
Kriterium´ mit 1 gewichtet wird, da extremes Downsizing bereits bei niedrigen
Volumenströmen sehr hohe Ladedrücke erfordert. Dadurch fallen auch der
Abgasturbolader und der eu-ATL infolge ihrer Pumpgrenze aus der engeren Laderwahl
heraus. Die Kriterien Herstellungskosten, Wartungsaufwand und Verfügbarkeit sind für
diese Untersuchung von untergeordneter Priorität.
Unter Berücksichtigung aller Randbedingungen zeigt der SCREW-Lader mit 29,2
Punkten das größte Verwendungspotential. Ähnlich gute Bewertungen ergeben sich für
den innenachsigen Lader und den Spirallader, der Schraubenlader zeigt aber
insbesondere bei der Steuerbarkeit einen Vorteil, aufgrund der relativ einfach zu
realisierenden Konstruktion. Die einfache Bauweise des Schraubenladers lässt eine
längere Lebensdauer erkennen und auch die Verfügbarkeit stellt, aufgrund der bereits
erhältlichen ungeregelten Maschinen, einen Vorteil dar. Ein weiterer Vorteil ergibt sich
durch den hohen Erfahrungsschatz durch den langjährigen Einsatz in Kältemaschinen.
Im Folgenden soll nun für das Gesamtsystem eines mit einem einlassschiebergesteuerten
Schraubenlader (SCREW) aufgeladenen Ottomotors zunächst unter Verwendung der
Motorprozesssimulation untersucht werden, welcher Gesamtwirkungsgrad erzielt werden
kann. Da die Abgasturboaufladung das zur Zeit dominierende Aufladeverfahren darstellt,
soll die Abgasturboaufladung die Vergleichsbasis für die SCREW-Aufladung darstellen.
44 3 Downsizing und Aufladung
Neben der Simulation werden die verschiedenen Motorvarianten später auch auf einem
Motorprüfstand im stationären und dynamischen Betrieb vermessen und miteinander
verglichen.
3 Downsizing und Aufladung 45
Tab. 2 Bewertungsmatrix zur Auswahl des bestgeeigneten Aufladeaggregats für hubraumkleine Ottomotoren
[0-1] Rootslader SCREW innenachs. Lader
Steuerbarkeit 1 3 4 1 1 4 3 3 3 2
Maximales Ladedruckverhältnis 1 2 2 4 1 4 4 4 4 2
Ladedruckverlauf 0.7 2 4 3 3 3 3 3 3 0
Max. Wirkungsgrad 0.9 4 4 4 1 4 4 4 3 3
Wirkungsgradverbesserung 0.8 2 3 1 2 3 3 2 2 1
durch interne Steuerung
Instationäres Betriebsverhalten 0.9 1 3 3 3 3 2 3 1 2
Abgasnachbehandlungseignung 0.7 1 2 0 4 4 4 4 4 4
Geräuschemission 0.4 4 4 2 1 1 0 1 1 2
Packaging 0.7 3 2 1 2 2 2 2 0 2
Gewicht 0.7 3 2 1 2 2 2 3 0 2
Lebensdauer 0.7 3 2 3 3 3 2 1 2 2
Wartungsaufwand 0.5 3 3 3 3 2 2 2 1 2
Verfügbarkeit 0.3 4 0 2 3 3 2 1 1 2
Herstellungskosten 0.2 4 1 2 2 2 2 2 1 3
erreichte Punktzahl 24.6 26.4 21 20.2 29.2 25.9 26.1 19.9 19.3
Bewertungskriterium ATL eu-ATL
Gewichtung Rotationskolbenlader
mechanische LaderAbgasturbolader
Spirallader Strömungsl.Hubkolbenl.
Druckwellen
lader
46 4 Motorprozess-Simulation
4 Motorprozess-Simulation
Die Motorprozesssimulation ist zu einem unverzichtbaren Werkzeug bei der Entwicklung
von Motoren geworden. Der enorme Zeit- und Kostendruck bei der Entwicklung von
Fahrzeug- und Motorkonzepten hat dazu beigetragen, dass bereits in der frühen
Entwicklungsphase die Simulation eingesetzt wird, um so den Aufwand für den
Prototypenbau zu reduzieren. Fehlentwicklungen können früh erkannt und auch die Zahl
der Prüfstandsversuche deutlich reduziert werden. Auch im fortgeschrittenen
Entwicklungsstadium stellt die Simulation ein hilfreiches Werkzeug bei der Detaillierung
des gesamten Motors dar.
4.1 Motorprozess-Simulationsprogramm
Zur rechnerischen Untersuchung des Gesamtsystems Motor-Lader wurde im Rahmen
dieser Arbeit ein an der Forschungsstelle damals bereits vorhandenes, modular
aufgebautes Programmsystem zur Simulation des dieselmotorischen Prozesses derart
erweitert, dass auch ein beliebig aufgebauter Ottomotor simuliert werden kann.
Dieses Programmsystem kann den Gesamtprozess des Ottomotors sowohl in stationären
wie auch in dynamischen Betriebsphasen simulieren. Es unterteilt sich in die Teilsysteme
Motor, Lader, Ladeluftkühler sowie Ein- und Auslassleitung.
Durch den modularen Aufbau des Programmsystems war die erforderliche Erweiterung
dieses nulldimensionalen Zylindermodells zur Berücksichtigung mehrerer Zylinder,
unterschiedlicher Aufladeverfahren und variabler Leitungssysteme möglich.
Die Simulation der zylinderinternen Vorgänge des Ottomotors erfolgt durch die zeit-
bzw. kurbelwinkelabhängige Berechnung der Zustandsgrößen des Arbeitsgases im
Zylinder während eines Arbeitsspiels. Hierzu wird ein nulldimensionales
Einzonenmodell angesetzt, das demgemäß nur zeitliche Zustandsänderungen des als
homogen angesehenen Arbeitsgases berücksichtigt. Das Arbeitsgas wird als quasiideales
Gas angesehen, d.h. es gelten die Gesetze für ideale Gase, für die kalorischen
Zustandsgrößen wird jedoch deren Abhängigkeit von Temperatur und
Gaszusammensetzung berücksichtigt.
4 Motorprozess-Simulation 47
Die Freisetzung der Verbrennungsenergie im Zylinder, der sogenannte Brennverlauf, der
über eine thermodynamische Analyse von Zylinderdruckmessungen ermittelt werden
kann, ist dem Programm entweder punktweise oder durch einen Ersatzbrennverlauf nach
Vibe [98] vorzugeben.
Die Modellierung des Leitungssystems erfolgt im Wesentlichen nach der Füll- und
Entleermethode, bei der das Leitungssystem als Verknüpfung von Behältern angesehen
wird, deren Zustandsänderungen, ähnlich wie die im Zylinder, quasistationär beschrieben
werden. Zur Berücksichtigung der in der Realität instationären Vorgänge in den
Gaswechselleitungen, die speziell für die am Zylinder angeschlossenen Ein- und
Auslassleitungen von Bedeutung sind, wurde der Programmbaustein derart erweitert,
dass unter Anwendung der Akustischen Theorie die vor Einlass- und nach Auslassventil
instationären Druckverläufe berechnet werden können.
Die Übergänge zwischen den Behältern werden als Drosselstellen aufgefasst, durch die
Massenströme entsprechend dem anliegenden Druckverhältnis fließen, wobei jeder dieser
Gasströme Energie entsprechend seiner Enthalpie transportiert. Bestimmt werden die
Massenströme mit der Durchflussgleichung. Dafür müssen die effektiven Querschnitte
bekannt sein, die in stationären Strömungsversuchen zu ermitteln sind. Für die
Drosselklappe des Ottomotors werden der effektive Querschnitt als Funktion des
Drosselklappenwinkels vorgegeben, die effektiven Querschnitte am Ein- und
Auslassventil werden in Abhängigkeit vom Ventilhub und vom Wirkdruckverhältnis an
einem Durchflussprüfstand messtechnisch bestimmt.
Die das Aufladeaggregat charakterisierenden Größen Massenstrom und Wirkungsgrad
werden aus den zugehörigen Kennfeldern in Abhängigkeit von Druckverhältnis und
Drehzahl mit einem zweidimensionalen Oberflächenspline interpoliert. Der im Rahmen
dieser Arbeit eigens dafür programmierte Interpolationsalgorithmus bietet den großen
Vorteil, das Kennfeld durch nicht-äquidistante Stützstellen der Simulation vorgeben zu
können.
Da bereits einige Veröffentlichungen zur Simulation des thermodynamischen
Motorprozesses auf der Basis dieses Programmpakets existieren [8], [72], werden hier
nur die speziell angepassten Modellansätze erläutert.
48 4 Motorprozess-Simulation
4.2 Modellierung des Saugrohrs
Zur Berechnung der durch die Ein- und Auslassventile strömenden Massenströme muss
insbesondere während der Ladungswechselphase der jeweils vor dem Einlass- bzw. nach
dem Auslassventil instationäre Druck bekannt sein. Die Modellierung dieser
instationären Vorgänge erfolgt unter Anwendung der akustischen Theorie [106], siehe
dazu Abb. 26.
Dabei wird von folgender Modellvorstellung ausgegangen: Dem im Saugrohr unter dem
Ruhedruck p0 befindlichen Arbeitsgas wird mit Öffnen des Einlassventils eine Saugwelle
überlagert, die mit Schallgeschwindigkeit an den Anfang des Saugrohrs läuft, dort am
offenen Rohrende als Druckwelle reflektiert wird, die nunmehr ebenfalls mit
Schallgeschwindigkeit zum Einlassventil zurückläuft. Die Berücksichtigung dieser dem
Ruhedruck p0 überlagerten Druckwelle liefert einen anderen (momentanen) Massenstrom
durch das Einlassventil, als wenn man nur den Ruhedruck p0 berücksichtigen würde.
Zum Ruhedruck ist noch anzumerken, dass dieser kein zeitlich konstanter Wert ist,
sondern der über die Füll- und Entleermethode berechnete zeitliche Druckverlauf.
Wie in Abb. 26 schematisch dargestellt, wird der einzelne Zylinder betrachtet, dessen
saugseitige Gaswechselleitung aus einem glatten Rohr der Länge l2 mit konstantem
Querschnitt A2 besteht.
Am ventilseitigen, rechten Rohrende des Einlasskanals gilt folgende Randbedingung:
ϕϕ
d
dm
d
dm EA −=
2. (4.1)
Dabei ist
ϕ
d
dmE die je Grad Kurbelwinkel in den Zylinder einströmende Gasmasse und
ϕ
d
dm A2 die aus der Einlassleitung ausströmende Gasmasse.
4 Motorprozess-Simulation 49
p
0,
ρ
ϕ
p
Z
p
2
A
2
l
2
p
c
2l
c
2r
p
0,
ρ
ϕ
p
Z
p
2
A
2
l
2
p
c
2l
c
2r
Abb. 26 Modell bei der Simulation der instationären Saugrohrströmung
Unter der Voraussetzung, dass die Strömungsgeschwindigkeit des Arbeitsgases
gegenüber der (mittleren) Schallgeschwindigkeit a2 klein bleibe, die mittlere Temperatur
in der Einlassleitung und die mittlere angenommene Dichte des Arbeitsgases konstant
seien, liefert die Kontinuitätsgleichung, mit A2 als Einlassleitungsquerschnitt, für das
ventilseitige Rohrende:
()
222222
22
ρρω
ϕ
⋅⋅+=⋅⋅=⋅= AccAc
d
dm
dt
dm
rl
AA . (4.2)
Für die linkslaufende, vom Ventil abgesandte, Geschwindigkeitswelle folgt daraus:
r
A
lc
d
dm
A
c2
2
22
2−⋅
⋅
=
ϕρ
ω
(4.3)
und für den Druck am Ventil
()
rl ccapp 222202 −⋅⋅+=
ρ
. (4.4)
Unter Berücksichtigung der Rohrlänge l2 benötigt die linkslaufende Druckwelle die Zeit
50 4 Motorprozess-Simulation
2
2
2
a
l
tl
⋅
=∆ (4.5)
bzw. die in Grad Kurbelwinkel ausgedrückte Laufzeit
ω
ϕ
⋅
∆
=ll t, (4.6)
um zum Rohrende zu gelangen und, nachdem sie am offenen Rohrende mit der
Bedingung
lr cc = (4.7)
reflektiert wurde, wieder zum Ventil zurückzulaufen, so dass gilt:
() ( )
llr cc
ϕ
ϕ
ϕ
−= 22 , (4.8)
d.h.
() ()
ll
A
lc
d
dm
A
c
ϕϕ
ϕρ
ω
ϕ
−−⋅
⋅
=2
2
22
2 . (4.9)
Damit ergibt sich für den Druck vor dem Einlassventil:
() ( )
[]
lll ccapp
ϕ
ϕ
ϕ
ρ
−−⋅⋅+= 222202 . (4.10)
Da es sich hier um einen instationären Vorgang handelt, muss zunächst der
Einschwingvorgang berechnet werden. Vor dem Öffnen des Einlassventils gilt zunächst
die Bedingung p2=p0.Während der Zeit
()
lEöEö
ϕ
ϕ
ϕ
ϕ
+<< gilt für die Geschwindigkeit
der rechtslaufenden Welle:
() ( )
0
22 =−= llr cc
ϕ
ϕ
ϕ
. (4.11)
Sobald das Einlassventil geöffnet ist, werden die berechneten Werte für c2l abgespeichert
und phasenverschoben als c2r -Werte wieder aus dem Speicher ausgelesen. Nach dem
Schließen des Einlassventils wird 0
2=
ϕ
d
dm A und Gl. (4.11) geht über in
() ( )
lll cc
ϕ
ϕ
ϕ
−−= 22 . (4.12)
4 Motorprozess-Simulation 51
Gl. (4.12) stellt die Reflexionsbedingung für die Druckwelle am geschlossenen Rohrende
dar. Im Folgenden, bis das Einlassventil wieder öffnet, läuft die Druckwelle zwischen
offenem Rohrende und geschlossenem Einlassventil hin und her. Bei der Berechnung des
nächsten Arbeitsspiels stehen bei ϕEö für cr bereits Werte aus dem ersten Arbeitsspiel zur
Verfügung. Nach ca. drei Durchrechnungen ist der Vorgang eingeschwungen.
Abb. 27 zeigt einen Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Luftmassenstrom über der
Drehzahl bei Volllast für den in dieser Arbeit betrachteten Modellmotor. Dabei zeigt
sich, dass die nulldimensionale Berechnung, d.h. ohne jede Berücksichtigung der
instationären Strömungsvorgänge im Saugrohr, den Massenstrom nicht zufriedenstellend
darstellen kann. Die Übereinstimmung des unter Anwendung der Akustischen Theorie
berechneten Massenstromverlaufs kann hingegen als brauchbar bezeichnet werden.
Deutlich zu erkennen ist der Einfluss des mit 0,31 m relativ kurzen Saugrohrs, welches
besonders im oberen Drehzahlbereich einen hohen Luftmassenstrom unterstützt.
1
1.2
1.4
1.6
1.8
2
2.2
2.4
2.6
2.8
3
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Motordrehzahl in min-1
Luftmassenstrom in g/Asp
Messung
Rechnung mit Akustischer Theorie
Rechnung ohne Akustische Theorie
Abb. 27 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Luftmassenstrom über
der Drehzahl bei Volllast
52 4 Motorprozess-Simulation
4.3 Motorreibung
Um den effektiven Mitteldruck aus dem mit der Zylindersimulation berechneten
indizierten Mitteldruck bestimmen zu können, muss der Reibmitteldruck bekannt sein.
Dazu sind aus der Literatur zwar einige halbempirische Ansätze bekannt, die jedoch auf
den jeweils betrachteten Motor erst abzustimmen sind.
Für den hier betrachteten Modellmotor wurde aus den gemessenen Kennfelddaten ein
empirischer Ansatz zur Berechnung des Reibmitteldruckes erarbeitet, der die
Motordrehzahl nM und den indizierten Mitteldruck pmi als Einflussparameter
berücksichtigt.
Der indizierte Mitteldruck wurde dabei aus gemessenen Zylinderdruckverläufen und der
effektive Mitteldruck aus dem am Prüfstand gemessenen effektiven Drehmoment
ermittelt. Abb. 28 zeigt einen Simulations-Messungs-Vergleich für den Reibmitteldruck.
Die mittlere Abweichung beträgt 3,78%.
Abb. 28 Simulations-Messungs-Vergleich für den Reibmitteldruck in
bar
Für die später in dieser Arbeit noch folgenden Downsizing-Untersuchungen ist jedoch
ein komplexeres Reibmodell erforderlich, das neben dem Last-, Drehzahl- und
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
0.511.522.533.5
Messung
Simulation
Betriebspunkte
Reihe2
4 Motorprozess-Simulation 53
Ladedruckeinfluss zusätzlich konstruktive Parameter, wie die Motorgröße und damit das
Hubvolumen, die Zylinderanzahl und die Bauart berücksichtigt. In der Literatur
existieren zwar bereits Modellansätze, die das tribologische Verhalten beschreiben
[90],[108], diese Modelle verlangen aber zum Teil sehr detaillierte Kenntnisse über die
Geometrie einzelner Bauteile und setzen auch bereits die Kenntnis thermodynamischer
Prozessgrößen voraus.
Der hier verwendete empirische Ansatz für den Reibmitteldruck [110] lautet wie folgt:
()
()
[
0443,29623,02757,0,,,,, 2+⋅−⋅= HHLmiMHmr VVppnBauartzVp (4.13)
()()
100/6,239,51 +⋅−−⋅ z
()()
100/5141,23479,01 +⋅−⋅ H
V
()
⋅
+⋅−
−⋅ 374,348,1
3349,01000/191,048,1
1M
n
−⋅− 10
125,0 mi
p
()
04.0333,0
3,0
3,0252,0048,0
1+
⋅
−+⋅
+⋅ L
p.
Gl. (4.13) gilt nur für Motoren der Reihen-Bauart. In [110] finden sich auch Ansätze für
V-Motoren und VR-Motoren. Völlig unberücksichtigt bleibt die konstruktive Gestaltung
des Ventiltriebs mit seiner Ventilanzahl. Die brauchbare Übereinstimmung dieses
Modells mit der Realität belegt Abb. 29 exemplarisch für einen 3-Zylinder-Reihen-
Ottomotor mit 1 l Hubraum und 40kW Nennleistung. Es zeigt sich eine gute Korrelation
zwischen Messung und Rechenmodell für Betriebspunkte aus dem gesamten Kennfeld,
mit einer mittleren Abweichung von 2,6 %.
54 4 Motorprozess-Simulation
Abb. 29 Rechnungs-Messungs-Vergleich für den Reibmitteldruck bei
Verwendung des Rechenansatzes gemäß Gl. (4.13)
4.4 Brennverlauf
Die Energiefreisetzung im Zylinder wird durch den so genannten Brennverlauf
beschrieben, der die je Grad Kurbelwinkel freigesetzte Verbrennungsenergie darstellt.
Sehr genaue Simulationsergebnisse erhält man, wenn der reale Brennverlauf zu jedem
Motorbetriebspunkt bekannt ist und der Rechnung direkt vorgegeben wird. Da dieser
aber nur selten bekannt ist, versucht man die Modellierung der Verbrennung im Rahmen
der Motorprozesssimulation durch so genannte Ersatzbrennverläufe möglichst exakt
anzunähern. Eine weitere Möglichkeit zur Beschreibung der Wärmefreisetzung stellen so
genannte phänomenologische Modelle dar, die ausgehend vom bekannten
Einspritzverlauf den Brennverlauf vorausberechnen können. In letzter Zeit wird häufig
auch die Methode der Neuronalen Netze zur Beschreibung des Verbrennungsverhaltens
genutzt. Diese hat jedoch den Nachteil, dass dafür bereits vermessene Betriebspunkte aus
dem Motorkennfeld vorhanden sein müssen. Sehr bewährt hat sich in der Vergangenheit
die Beschreibung der Wärmefreisetzung durch den sog. Ersatzbrennverlauf nach VIBE
[98], der auch in dieser Arbeit Verwendung findet.
0.7
0.8
0.9
1
1.1
1.2
1.3
0.7 0.8 0.9 1 1.1 1.2 1.3
Messung
Rechenmodell
Betriebspunkte
Reihe2
4 Motorprozess-Simulation 55
Zur Berechnung des Ersatzbrennverlaufes nach Vibe werden die drei Parameter
Zündverzug ∆ϕZV bzw. Verbrennungsanfang
ϕ
A,
Brenndauer ∆
ϕ
BD,
Vibe-Formparameter m
benötigt. Diese Parameter sind vom jeweiligen Motorbetriebspunkt abhängig und können
in Abhängigkeit der für einen Referenzbetriebspunkt bekannten Werte durch
entsprechende Umrechnungsvorschriften für alle anderen Motorbetriebspunkte ermittelt
werden.
Allgemeine Abhängigkeiten zur Umrechnung der Vibe-Parameter für Ottomotoren
wurden bereits von Csallner [11] angegeben, diese führten aber bei dem hier
verwendeten Versuchsmotor mit 5-Ventil-Zylinderkopf nur zu bedingt brauchbaren
Ergebnissen. Andere Umrechnungsvorschriften finden sich bei Neugebauer [62], die
bereits durch umfangreiche Prüfstandsuntersuchungen bestätigt wurden und auch hier zur
Anwendung kommen. Nach diesen können für einen beliebigen Motorbetriebspunkt die
zu einem Referenzpunkt bekannten Parameter wie folgt umgerechnet werden:
()
()
0
2
1
0ZZPZZP
ZVZV −⋅+⋅∆=∆
λϕϕ
(4.13)
()
()
0
2
1
0ZZPZZP
BDVBD −⋅+⋅∆=∆
λ
αϕϕ
(4.14)
mit
=
λ
α
λ
0.1 für
für 0.1
0.1
≥
≤
λ
λ
Der Formparameter m konnte für den hier untersuchten Ottomotor unverändert
übernommen werden, da die thermodynamische Analyse vorhandener
Druckindizierungen jeweils den gleichen Formfaktor m ergeben hat, so dass gilt:
0
mm =. (4.15)
Die dem λ-Einfluss folgenden Umrechnungen basieren auf dem Referenzwert λ0 = 1,0
und sind in dem Bereich von λ0 = 0,8 bis 1,1 gültig. Abb. 30 zeigt exemplarisch die gute
Übereinstimmung von gemessenem und vorausberechnetem Zylinderdruckverlauf mit
zugehörigem realen und nach Vibe vorausberechneten Brennverlauf bei der Drehzahl
von 2000 min-1 an der Volllast.
56 4 Motorprozess-Simulation
0.
10.
20.
30.
40.
50.
60.
70.
Brennverlauf in J/°KW
0
10
20
30
40
50
Zylinderdruck in bar
250 300 350 400 450 500
°Kurbelwinkel
Rechnung mit Vibebrennverlauf
Messung
Vibebrennverlauf
realer Brennverlauf
n=2000 min-1
pme=13.53 bar
Abb. 30 Gemessener und berechneter Zylinderdruckverlauf sowie
realer und vorausberechneter Brennverlauf nach Vibe
4.5 Kennfelddarstellung der Aufladeaggregate
In der Wissenschaft ist es üblich Abhängigkeiten in sehr komplexen Systemen durch
geeignete Kennfelder darzustellen. Die Aufnahme dieser Kennfelder geschieht in der
Regel experimentell, da die physikalischen Zusammenhänge nicht vollständig geklärt
sind und sich deshalb einer mathematischen Formulierung verschließen. Bei der
Weiternutzung solcher Kennfelder in Softwaresystemen kann es für eine hohe
Rechengeschwindigkeit zudem durchaus von Vorteil sein, die funktionalen
Zusammenhänge über Stützstellenfelder und geeignete Interpolationsverfahren zu
beschreiben.
Bei der Simulation von aufgeladenen Motoren ist man auf die Kennfelder der
Aufladeeinheit angewiesen. Die Kennfelder werden in der Regel von den Herstellern
geliefert und müssen der Simulation als Stützstellen vorgegeben werden, zwischen denen
die Interpolation mit geeigneten Verfahren interpoliert. Bei Kennfeldern von
4 Motorprozess-Simulation 57
Abgasturboladern kommt es sehr häufig vor, dass über die vom Hersteller gelieferten
Daten hinaus extrapoliert werden muss. Das ist insbesondere dann der Fall, wenn
Motorbetriebspunkte im unteren Lastbereich simuliert werden sollen, wo der Turbolader
beispielsweise eines PKW-Motors mit Drehzahlen von ca. 10000 min-1 läuft,
entsprechende Daten aus dem Kennfeld des Herstellers aber erst für Drehzahlen ab ca.
30000 min-1 aufwärts verfügbar sind.
Im Rahmen dieser Arbeit wurden verschiedene Verfahren zur Interpolation in
Turboladerkennfeldern auf ihre Eignung untersucht. Die an ein geeignetes Inter-
/Extrapolationsverfahren zu stellenden Hauptanforderungen sind:
1. Die Bereitstellung der Stützstellen sollte möglichst einfach sein. Dazu sollen
die Stützstellen den Isolinien direkt entnommen werden können, um bereits
beim Übertragen der Kennfelder in das Dateisystem Ablesefehler zu
vermeiden.
2. Aus 1. folgend ist es zwingend erforderlich, dass der Interpolations-
algorithmus nicht auf eine äquidistante Stützstellenverteilung angewiesen ist.
3. Die Berechnung muss für jeden beliebigen Punkt auf der Oberfläche
durchführbar sein und darf nicht zu einem Programmabbruch führen.
4. Die Rechenzeit muss kurz sein, da das Interpolationsprogramm als
Unterroutine auch für weitere Interpolationen genutzt werden soll.
Es gibt nur wenige Verfahren, die nicht auf eine äquidistante Stützstellenverteilung
angewiesen sind. Programmiert wurden hier die Thin-Plate-Splineinterpolation und das
Regressionsverfahren, die im Folgenden miteinander verglichen werden. Eine genaue
Beschreibung der hier verwendeten mathematischen Zusammenhänge findet sich in [30].
Abb. 31 zeigt einen Vergleich der Interpolationsverfahren am Beispiel der Linien
konstanter Drehzahlen und isentroper Wirkungsgrade für einen Strömungsverdichter, wie
er bei der Abgasturboaufladung am Modellmotor ( siehe Abschnitt 6.1) eingesetzt ist.
Während die Thin-Plate-Splineinterpolation den Kurvenverlauf auf die Stützstellen
zwingt, wird beim Regressionsverfahren lediglich eine Ausgleichskurve bestimmt. Dies
führt, wie am Beispiel der Drehzahllinien zu sehen, zu enormen Fehlern. Im Bereich
großer Volumenströme (Stopfgrenze) kann das Regressionsverfahren das
Drehzahlverhalten nicht korrekt wiedergeben. Erhöht man jedoch die Stützstellenanzahl,
so läuft auch die Regression weitestgehend durch die Stützstellen, wie am Beispiel der
Wirkungsgradlinien zu erkennen. Vorteile für die Regression ergeben sich ferner dann,
wenn die zu interpolierenden Zahlenwerte Messfehler aufweisen und nicht durch die
Stützstellen gezwungen werden sollten.
58 4 Motorprozess-Simulation
Druckverhältnis
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
2.4
2.6
reduzierter Volumenstrom in m³/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14 0.16
0.60
0.60
0.60
0.60
0.68
0.68
0.68
0.68
0.68
0.70
0.70
0.70
0.70
0
1
0
.25
0
.40
0.40 0.55
0.40
0.40
0.40
0.40
0.60
0.60
0.60
0.60
0.70
0.70
0.70
0.70
0.70
0.55
.10
0.25
160000
160000160000
140000
140000
140000
100000
100000
100000
80000
80000
60000
2
0
0
0
0
0.40
0
.25
1.0
1.1
1.2
1.3
0.00 0.01 0.02 0.03
0.25
0.5
5
0.40
0.40
60
0
60000
8
0
0
0
0
20000.00
40000.00
Splineinterpolation
Regression
Drehzahlstützstellen
Wirkungsgradstützstellen
Linien konstanter Drehzahlen
Linien konstanter Wirkungsgrade
Druckverhältnis
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
2.4
2.6
reduzierter Volumenstrom in m³/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14 0.16
0.60
0.60
0.60
0.60
0.68
0.68
0.68
0.68
0.68
0.70
0.70
0.70
0.70
0
1
0
.25
0
.40
0.40 0.55
0.40
0.40
0.40
0.40
0.60
0.60
0.60
0.60
0.70
0.70
0.70
0.70
0.70
0.55
.10
0.25
160000
160000160000
140000
140000
140000
100000
100000
100000
80000
80000
60000
2
0
0
0
0
0.40
0
.25
1.0
1.1
1.2
1.3
0.00 0.01 0.02 0.03
0.25
0.5
5
0.40
0.40
60
0
60000
8
0
0
0
0
20000.00
40000.00
Splineinterpolation
Regression
Drehzahlstützstellen
Wirkungsgradstützstellen
Linien konstanter Drehzahlen
Linien konstanter Wirkungsgrade
Abb. 31 Vergleich von Thin-Plate-Splineinterpolation und Regression
am Beispiel eines Radialverdichterkennfelds
Wird über den Stützstellenbereich hinaus extrapoliert, der für Motorbetriebspunkte im
niedrigen Teillastbereich von Bedeutung ist, ergeben sich besonders große Differenzen
zwischen Thin-Plate-Splineinterpolation und Regression. Dies wird deutlich im
herausgezoomten Bildausschnitt, der in Abb. 31 links unten dargestellt ist. Sowohl die
Drehzahl- als auch die Wirkungsgradlinien werden beim Regressionsverfahren in ihrem
Verlauf falsch dargestellt. Die durch Regression bestimmten Linien sind zudem
gekennzeichnet von starken Schwingungen. Insgesamt stellt die Thin-Plate-
Splineinterpolation die Kurvenverläufe besser dar, so dass dieses Verfahren in dieser
Arbeit standardmäßig verwendet wurde.
Die Motorbetriebspunkte im niedrigen Teillastbereich bis hin zum Leerlauf, werden
gerade bei Fahrzyklen von Kraftfahrzeugen häufig angefahren. Im realen Motorbetrieb
Splineinterpolation
Regression
Drehzahlstützstellen
Wirkungsgradstützstellen
Linien konstanter Drehzahl
Linien konstanten Wirkungsgrads
4 Motorprozess-Simulation 59
können am Verdichter auch Druckverhältnisse von π<1 anliegen. Bei diesen
Betriebszuständen ist die am Verdichter zur Verfügung stehende Turbinenleistung nicht
ausreichend, um den vom Motor angesaugten Luftmassenstrom mit einem
Druckverhältnis π>1 bei entsprechender Verdichterdrehzahl fördern zu können. Während
der reale Motor auch in diesen Kennfeldbereichen weiterläuft, kann die Simulation die
realen Verdichterwirkungsgrade nicht korrekt extrapolieren. Die berechneten negativen
Wirkungsgrade können dann zu Programmabbrüchen führen.
Bei der Simulation mechanisch aufgeladener Motoren, deren Lader mit internen
Laststeuereinrichtungen ausgestattet sind, tritt dieses Problem noch viel deutlicher auf, da
bei diesen Aufladeaggregaten je nach Drehschieberstellung, auch Druckverhältnisse
herunter bis zu π=0.2 zu betrachten sind.
Eine sinnvollere Darstellung des Verdichters bei der Simulation ist durch sein
Leistungskennfeld gegeben. Die Linien innerer Verdichterleistung verlaufen im
Massenstrom-Druckverhältnis-Kennfeld hyperbolisch und sind auch im
Übergangsbereich vom Druck- zum Sauggebiet stetig. Dadurch lassen sie sich gut inter-
und extrapolieren. Da die innere Leistung ohnehin bekannt ist, und der isentrope
Wirkungsgrad am Verdichter nicht direkt gemessen werden kann, sondern einen
berechneten Wert darstellt, ergibt sich schließlich noch der Vorteil des geringeren
Aufwands für die Erstellung des Datensatzes.
Abb. 32 verdeutlicht die Vorteile dieser Darstellung für den in dieser Arbeit untersuchten
Schraubenlader mit Drehschiebersteuerung.
60 4 Motorprozess-Simulation
Abb. 32 Isolinien für isentropen Wirkungsgrad (oben) bzw. innere
Verdichterleistung (unten) im Kennfeld eines
drehschiebergesteuerten Schraubenladers bei mittlerer
Schieberstellung
−
⋅⋅⋅⋅=
−
1
1
1
1
2
1
L
L
p
p
TcmP
SL
pLLiL
κ
κ
η
−
⋅⋅⋅⋅=
−
1
1
1
1
2
1
L
L
p
p
Tcm
PpLL
iL
SL
κ
κ
η
Druckverhältnis
0.7
0.8
0.9
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
Massenstrom in kg/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14
3000
17000
15000
12500
10000
7500
5000
17362
17362
2480
0
5
0
-0.50
-0.40
-0.27
0.50
0.50
0.50
0.50
0.50
0.50
-1.00
1
0
0
0.60
0.60
0.60
0.60
1.96
1.96
-
1
.
5
4
-1.54
3.16
5.27
-3.00
-3.00
0.40
0.40
0.33
0.33
0.33
isentroper Wirkungsgrad in %
Hauptrotor-Drehzahl in min-1
π=1- Linie
Druckverhältnis
0.7
0.8
0.9
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
Massenstrom in kg/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14
5.3
3.2
3.2
2.0
2.0
2.0
0.6
0.6
0.6
-0.3
-0.3
-0.3
-0.4
-0.4
-0.4 -0.5
-0.5
-0.5
3000
17000
15000
12500
10000
7500
5000
17362
17362
2480
innere Verdichterleistung in kW
Hauptrotor-Drehzahl in min-1
π=1- Linie
−
⋅⋅⋅⋅=
−
1
1
1
1
2
1
L
L
p
p
TcmP
SL
pLLiL
κ
κ
η
−
⋅⋅⋅⋅=
−
1
1
1
1
2
1
L
L
p
p
Tcm
PpLL
iL
SL
κ
κ
η
Druckverhältnis
0.7
0.8
0.9
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
Massenstrom in kg/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14
3000
17000
15000
12500
10000
7500
5000
17362
17362
2480
0
5
0
-0.50
-0.40
-0.27
0.50
0.50
0.50
0.50
0.50
0.50
-1.00
1
0
0
0.60
0.60
0.60
0.60
1.96
1.96
-
1
.
5
4
-1.54
3.16
5.27
-3.00
-3.00
0.40
0.40
0.33
0.33
0.33
isentroper Wirkungsgrad in %
Hauptrotor-Drehzahl in min-1
π=1- Linie
Druckverhältnis
0.7
0.8
0.9
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
Massenstrom in kg/s
0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.10 0.12 0.14
5.3
3.2
3.2
2.0
2.0
2.0
0.6
0.6
0.6
-0.3
-0.3
-0.3
-0.4
-0.4
-0.4 -0.5
-0.5
-0.5
3000
17000
15000
12500
10000
7500
5000
17362
17362
2480
innere Verdichterleistung in kW
Hauptrotor-Drehzahl in min-1
π=1- Linie
4 Motorprozess-Simulation 61
4.6 Ersatzmodelle der zu untersuchenden Motoren
Um den thermodynamischen Prozess eines realen Motors simulieren zu können, muss
zunächst sein geometrischer Aufbau in ein dem Rechenmodell entsprechendes
Ersatzmodell übertragen werden. Abb. 33 zeigt dieses für den abgasturboaufgeladenen
Motor einschließlich seines Gaswechselleitungssystems.
Kühler
Ladeluftbehälter Einlasskrümmer-Behälter
Auslasskrümmer-Behälter
TurbineVerdichter
Auslass-Behälter
Abgas
Einlass-Behälter
1
Luft
2 3 4
Drosselklappe
Wastegate
Kraftstoff
Bypass
p
L
pu, Tu
Kühler
Ladeluftbehälter Einlasskrümmer-Behälter
Auslasskrümmer-Behälter
TurbineVerdichter
Auslass-Behälter
Abgas
Einlass-Behälter
11
Luft
22 33 44
Drosselklappe
Wastegate
Kraftstoff
Bypass
p
L
pu, Tu
pu, Tu
Abb. 33 Schematische Darstellung des Ersatzmodells zum
abgasturboaufgeladenen Motor
Die vom Motor angesaugte Umgebungsluft strömt zunächst in den Einlass-Behälter, der
im Simulationsmodell den Luftfilterkasten und die daran angeschlossenen Leitungen bis
zum Verdichter repräsentiert. Die beim Verdichten aufgewärmte Luft strömt weiter in
62 4 Motorprozess-Simulation
den Ladeluftkühler, modelliert als Luftbehälter mit Kühler, und über die Drosselklappe
in den Einlasskrümmer-Behälter.
Bei abgasturboaufgeladenen Ottomotoren kann es durch schnelles Schließen der
Drosselklappe zum Pumpen des Verdichters kommen, was aber durch schnelles Öffnen
des Bypasses vermieden werden kann.
Im Einlasskrümmer wird die vom Steuergerät vorgegebene, λ−geregelte Kraftstoffmenge
eingespritzt. Von dort aus strömt das Kraftstoff/Luft-Gemisch durch das Saugrohr über
die Einlassventile in die Zylinder. Im Zylinder wird das Arbeitsgas fremdgezündet und
die im Kraftstoff chemisch gebundene Energie entsprechend dem vorausberechneten
Brennverlauf freigesetzt. Das über die Auslassventile aus den Zylindern strömende
Abgas gelangt in den Auslasskrümmer-Behälter und beaufschlagt die Abgasturbine bzw.
strömt zum Teil an ihr vorbei über das Wastegate hin zum Auslass-Behälter. Dieser, mit
seinem Drosselquerschnitt hin zur Umgebung, repräsentiert die Auspuffanlage. Die von
der Abgasturbine gewonnene mechanische Energie wird direkt auf den auf einer
gemeinsamen Welle sitzenden Verdichter übertragen und zur Verdichtung der Frischluft
genutzt.
Bei der Modellierung des Schraubenlader-Motor-Systems (Abb. 34) entfällt die
Abgasturbine mit ihrem Wastegate, stattdessen wird die Verdichterleistung von der
Kurbelwelle abgenommen, die mit dem Verdichter in einem festen
Übersetzungsverhältnis steht.
Kühler
Ladeluftbehälter Einlasskrümmer-Behälter
Auslasskrümmer-Behälter
Lader
Auslass-Behälter
Abgas
Einlass-Behälter
1
Luft
234
Drosselklappe
Kraftstoff
Bypass
p
u,
T
u
variable
Einlass-
steuerzeiten
n
L
n
M
Kühler
Ladeluftbehälter Einlasskrümmer-Behälter
Auslasskrümmer-Behälter
Lader
Auslass-Behälter
Abgas
Einlass-Behälter
11
Luft
22 33 44
Drosselklappe
Kraftstoff
Bypass
p
u,
T
u
p
u,
T
u
variable
Einlass-
steuerzeiten
variable
Einlass-
steuerzeiten
n
L
n
M
Abb. 34 Schematische Darstellung des Ersatzmodells zum mechanisch
aufgeladenen Motor
4 Motorprozess-Simulation 63
Anders als beim turboaufgeladenen Motor übernimmt der verdichterseitige Bypass die
Funktion der Ladedruck- und damit Motorlastregelung. Prinzipbedingt ist es günstiger
die Drosselklappe vor dem Verdichter anzuordnen, da dann der Verdichter im
Teillastbetrieb, in dem ja keine Aufladung gewünscht ist, aufgrund des niedrigeren
Massenstroms und dem bereits gekühlten rückgeführten Bypassmassenstrom die
Verdichterarbeit sinkt. Bei der Abgasturboaufladung ist das jedoch ungünstig, da durch
den dabei entstehenden Unterdruck im Verdichter Öl über die Gleitlagerung mit in die
Ansaugluft gelangen könnte.
Zur Untersuchung des dynamischen Betriebsverhaltens der verschiedenen Motor-
Aufladesysteme wurde ein Modellfahrzeug generiert, das weitgehend einem “AUDI A4“
entspricht. In Tab 3 sind die technischen Daten des modellierten Fahrzeugs dargestellt.
Tab. 3 Technische Daten des Modellfahrzeugs
Die Darstellung der Simulationsergebnisse erfolgt später in einem direkten Rechnungs-
Messungs-Vergleich mit den Ergebnissen aus den Motorversuchen.
Fahrzeugmasse in kg 1350
Frontfläche in m² 2.03
Luftwiderstandsbeiwert 0.32
dyn.Reifenhalbmesser in m 0.3
Rollwiderstandsbeiwert f_0 0.008
Rollwiderstandsbeiwert f_1 0.0014
Rollwiderstandsbeiwert f_4 0.0003
Wirkungsgrad des Getriebes in % 0.98
Wirkungsgrad des Achsantriebs in % 0.98
Getriebeübersetzungen:
1. Gang 3.5
2. Gang 2.118
3. Gang 1.3
4. Gang 1.029
5. Gang 0.838
Differentialübersetzung 3.7
Massenträgheitsmomente in kg*m²:
Motor 0.2
Laderträgheitsmoment 0.008
Getriebe 0.002
Vorderachse 1.4
Hinterachse 1.38
64 5 Motorversuch
5 Motorversuch
5.1 Basismotor
Als Basismotor für die Verifizierung des Simulationsprogramms diente ein
1,8 l-Vierzylinder-Ottomotor mit wastegategeregeltem Abgasturbolader. Dieser Motor
wurde anschließend zu einem mit Schraubenlader mechanisch aufgeladenen Ottomotor
umgerüstet (siehe 5.2).
Der prinzipielle Aufbau des Basismotors auf dem Prüfstand und die Lage der
Messstellen, sowie die Art der aufgenommenen Messgrößen, sind in Abb. 35 dargestellt.
T, p
T, p
T, p
m
Luft
Ladeluftkühler
Kraftstoff
m
Kr
M
d
.
.
T, p
T, p
T, p
Luft Abgas
Lader
Turbine
p
Zyl
(ϕ), ZZP
nAsynchron-
maschine
T
p
E
(ϕ)
p
A
(ϕ)
T
Öl
T
Kwe
Kühlwasser
T
Kwa
T, pT, pT, p
T, pT, pT, p
T, pT, pT, p
m
Luft
m
Luft
m
Luft
Ladeluftkühler
Kraftstoff
m
Kr
M
d
M
d
.
.
T, p
T, pT, p
T, pT, p
Luft Abgas
Lader
Turbine
p
Zyl
(ϕ), ZZP
nn Asynchron-
maschine
TT
p
E
(ϕ)
p
A
(ϕ)
T
Öl
T
Kwe
Kühlwasser
T
Kwa
Abb. 35 Messgrößen am Modellmotor auf dem Prüfstand
5 Motorversuch 65
Die technischen Motordaten sind in Tab. 4 zusammengefasst.
Tab. 4 Technische Daten des Basismotors
Zur Beurteilung des Verhaltens des ATL-aufgeladenen Basismotors wurde
dieser sowohl bei stationärem als auch instationärem Betrieb vermessen. Abb.
36 zeigt zum stationären Betrieb den effektiven spezifischen
Kraftstoffverbrauch in Abhängigkeit von Motordrehzahl und effektivem
Mitteldruck im gesamten Motorkennfeld.
(
ZOT = 360
)
Arbeitsverfahren Viertakt-Otto
Zylinderanzahl 4 in Reihe
Bohrung in mm 81
Hub in mm 86.4
Gesamthubraum in l 1.781
Verdichtungsverhältnis 9.5
maximale Drehzahl in min-1 6500
Nennleistung in kW 110
bei Drehzahl in min-1 5800
maximales Drehmoment in Nm 210
bei Drehzahl in min-1 1750
Anzahl der Ventile pro Zylinder 5 (3 Einlass-, 2 Auslassventile)
Steuerzeiten in °KW
EÖ 711
ES 969
AÖ 483
AS 751
Aufladeaggregat ATL Typ: KKK K03
mit integriertem Wastegate
66 5 Motorversuch
effektiver Mitteldruck in bar
1
3
5
7
9
11
13
15
Motordrehzahl in min-1
1000 2000 3000 4000 5000 6000
450 450 450
375 375 375
350 350 350
310
310
310
310
310
290
290
290
290
290
280
280
280
270
270
270
270
265
265
264
359
344
343
324
288
274
2
65
9
7
Abb. 36 Gemessener spezifischer Kraftstoffverbrauch in g/kWh des
Basismotors im Motorkennfeld
5.2 SCREW-Lader-Ottomotor
Zur Umrüstung des Basismotors auf mechanische SCREW-Aufladung musste ein
geeigneter Lader gewählt werden, der durch seine Lieferkennung möglichst die gleiche
Nennleistung und die gleiche Volllast-Drehmomentcharakteristik wie der Basismotor
darstellen kann. Bei aufgeladenen Motoren wird die Volllast-Drehmomentcharakteristik
durch den Ladedruckverlauf geprägt. Am Basismotor ist der Turbolader so angepasst,
dass das maximale Drehmoment bereits bei etwa 30 % der Nenndrehzahl zur Verfügung
steht. Damit dann bei höheren Drehzahlen das Drehmoment nicht weiter ansteigt, was
zum einen aus thermischen Gründen und aus Festigkeitsgründen vermieden werden
muss, zum anderen gar nicht gewünscht ist, weil der Verlauf des Volllast-Drehmoments
bis hin zur maximalen Drehzahl auf keinen Fall ansteigen, sondern sogar abnehmen soll,
wird der Ladedruck am Basismotor mit dem Wastgate-Ventil an der Turbine
entsprechend abgeregelt. Zudem musste berücksichtigt werden, dass die mechanisch
aufgeladene Motorversion eine höhere Zylinderleistung zu liefern hat als der
“leistungsgleiche“ Basismotor, da er zusätzlich die Antriebsleistung für den Lader zu
liefern hat.
5 Motorversuch 67
Bei der Umrüstung des Basismotors von Abgasturboaufladung auf Mechanische
Aufladung mit SCREW-Lader sollen die folgenden Kriterien weitestgehend erfüllt
werden:
Der mechanisch aufgeladene Motor soll die gleiche Nennleistung und die
gleiche Drehmomentcharakteristik wie der Basismotor aufweisen.
Dazu muss der Lader einen Luftmassenstrom von ca. 190 kg/h bei einer
Motordrehzahl von 2000 min-1 liefern.
Ein maximaler Ladedruck von 1,9 bar absolut muss erzielt werden können.
Der Lader muss durch einfache Modifikation den Einbau von einlassseitigen
Steuerschiebern zur Ladedruckregelung ermöglichen.
Das Ladergewicht sollte niedrig sein.
Der Lader muss eine kompakte Bauform haben, damit er problemlos an den
vorhandenen Motor angebaut werden kann.
Für die Realisierung eines SCREW-Lader-Prototypen musste von einer vollständigen
Neukonstruktion Abstand genommen werden, da der Aufwand zu hoch und die
Betriebssicherheit nicht gewährleistet gewesen wäre. Stattdessen wurde ein kommerziell
gefertigter Schraubenlader modifiziert.
Nach einer Einschätzung der am Markt verfügbaren Geräte bezüglich ihrer Tauglichkeit
fiel die Wahl auf einen Schraubenlader der schwedischen Firma Opcon-Autorotor, vom
Typ OA2089, weil er die oben genannten Kriterien bei einem Lader-Motor-
Übersetzungsverhältnis von i=2.5 weitgehend erfüllt.
Wie aus Abb. 37 weitgehend zu erkennen ist, zeichnet sich dieser Lader durch eine
extrem kompakte Bauweise aus. Er unterteilt sich im Wesentlichen in die drei
Baugruppen
Einströmgehäuse
Läufer und Läufergehäuse
Getriebegehäuse mit druckseitiger Lagerung.
68 5 Motorversuch
Abb. 37 Verwendeter Basislader ’Opcon-Autorotor OA2089’
Ausgehend von den Gegebenheiten dieses Basisladers wurde eine Neukonstruktion des
Einströmgehäuses erarbeitet, bei der zwei flache, axial angeordnete Drehschieber, die
konzentrisch auf den Lagerzapfen von Haupt- und Nebenrotor angeordnet sind, je nach
Verdrehwinkel nur einen bestimmten Querschnitt der Einlassöffnungen freigeben. In
Abb. 38 ist das so modifizierte Einströmgehäuse mit angedeuteten Drehschiebern
dargestellt. Die sich gegenläufig drehenden Schieber sind hier zu ²/3 geschlossen. Der
schraffiert dargestellte Bereich kennzeichnet den verbliebenen offenen
Einströmquerschnitt für diese Schieberstellung.
Einströmgehäuse
LäufergehäuseGetriebegehäuse Einströmgehäuse
5 Motorversuch 69
Abb. 38 Neukonstruiertes Einströmgehäuse mit angedeuteten
Drehschiebern
Den effektiven Einlassquerschnitt als Funktion des Hauptrotor-Drehwinkels bei
vollständig und teilgeöffneten Drehschiebern in Abhängigkeit des Hauptrotor-
Drehwinkels zeigt Abb. 39.
Für das Einströmgehäuse wurde eine Ausführung als massives Aluminium-Frästeil
gewählt, in das die Laufbahnen für die Drehschieber und deren Lagerung direkt
eingearbeitet sind.
Die eigentlichen Schieber wurden aus Stahl gefertigt. Zur Gewährleistung geringer
Stellkräfte wurde eine Axiallagerung mit einstellbarem Stirnspalt vorgesehen.
Die Lagerung, das Synchronisationsgetriebe für Haupt- und Nebenrotor, sowie die
Rotoren mit dem Läufergehäuse wurden aus der Serie beibehalten.
70 5 Motorversuch
Abb. 39 Effektiver Einlassquerschnitt als Funktion des Hauptrotor-
Drehwinkels bei vollständig und teilgeöffneten Drehschiebern
Wie für das SCREW-Konzept unabdingbar, soll der vom Lader zu fördernde
Massenstrom durch die Verstellung der Schieber gesteuert werden. Im Folgenden werden
dazu Messergebnisse für den SREW-Lader im Teillastbereich dargestellt, die auf einem
Schraubenlader-Versuchsstand der Universität Dortmund gemessen wurden.
Abb. 40 stellt den von der SCREW geförderten Massenstrom bei Variation der
Schieberstellung in Abhängigkeit vom Druckverhältnis bei der Laderdrehzahl von
2500 min-1 dar. Kleine Schieberöffnungen sind mit Druckverhältnissen π < 1 verbunden,
was bedeutet, dass die SCREW als Schraubenmotor arbeitet; große Schieberöffnungen
und damit Druckverhältnisse π > 1 charakterisieren den Betrieb der SCREW als Lader.
Bei konstanter Schieberstellung (z.B. maximale Schieberstellung in Abb. 40) nimmt, wie
für einen Verdrängerlader typisch, mit zunehmendem Druckverhältnis der Massenstrom
ab. Das Niveau dieser Funktion fällt zudem mit der Verengung der Schieberstellung.
Daraus wird deutlich, dass sich über diese Schiebersteuerung der Ladedruck und damit
die Last des Motors steuern lassen.
Um das Laderverhalten für jede Drehschieberstellung darstellen zu können, werden für
diskrete Drehschieberstellungen Laderkennfelder erstellt, zwischen denen dann
interpoliert wird. Die sich so ergebende Laderkennfeldschar mit der Drehschieberstellung
als Parameter ist in Abb. 41 dargestellt.
0
200
400
600
800
1000
1200
-360 -310 -260 -210 -160 -110 -60 -10 40
Hauptrotordrehwinkel in Grad
A
eff
in mm²
Vollast
Teillast
5 Motorversuch 71
0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
0.010
0.015
0.020
0.025
0.030
0.035
Druckverhältnis Π
Schieberstellung
zu
auf
Massenstrom [kgs
-1
]
zu
auf
Druckverhältnis π
Massenstrom in kg/s
.
Schieberstellung
0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
0.010
0.015
0.020
0.025
0.030
0.035
Druckverhältnis Π
Schieberstellung
zu
auf
Massenstrom [kgs
-1
]
zu
auf
Druckverhältnis π
Massenstrom in kg/s
.
Schieberstellung
Abb. 40 Geförderter Massenstrom in Abhängigkeit von
Druckverhältnis und Schieberstellung bei einer Laderdrehzahl
von 2500 min-1 ( = Motordrehzahl von 1000 min-1) [43]
Wie bereits in Abschnitt 3.2.3.3 dargestellt, lässt sich durch den Einsatz der Drehschieber
die Laderantriebsleistung reduzieren, die bei ungesteuerten mechanischen Ladern in
voller Höhe aufzubringen ist. Abb. 42 gibt die gemessene Leistungsaufnahme bzw.
-abgabe der SCREW als Funktion von gefördertem Massenstrom und anliegendem
Druckverhältnis wieder. Die Schieber wurden dabei jeweils so gestellt, dass die
Leistungsaufnahme minimal war.
Die Isolinie für die Leistungsaufnahme von 0 kW charakterisiert die Trennlinie zwischen
dem Kennfeldbereich tatsächlicher Leistungsaufnahme und dem Kennfeldbereich der
Leistungsabgabe. Letztere bedeutet, dass der Lader mechanische Leistung in das System
aus Verbrennungsmotor und mechanisch gekoppeltem Lader zurückspeist. Dieser
Bereich ist in Abb. 42 grün gekennzeichnet. Dass sich dieser Bereich nicht bis in den
Bereich niedrigster Massenströme erstreckt, hängt damit zusammen, dass sich die
Spaltverluste des Laders mit abnehmender Drehzahl verstärkt auswirken.
72 5 Motorversuch
Abb. 41 Kennfeldschar für den drehschiebergesteuerten Schrauben-
lader
Verdichterantriebsleistung in kW
-1
1
3
5
7
9
11
13
15
Massenstrom in kg/s
0.00 0.04 0.08 0.12 0.16 0.20
12500
8681
2480
14
8
2480
12600
12600
2480
12500
12402
3721
2500
15000
15000
11162
2480
auf
zu
Drehschieberstellung
Hauptrotor-
Drehzahl in min
-1
Drehschieber in
Stellung 4
1
0
2
3
4
Drehschieber
in Stellung 0
Verdichterantriebsleistung in kW
-1
1
3
5
7
9
11
13
15
Massenstrom in kg/s
0.00 0.04 0.08 0.12 0.16 0.20
12500
8681
2480
14
8
2480
12600
12600
2480
12500
12402
3721
2500
15000
15000
11162
2480
auf
zu
Drehschieberstellung
Hauptrotor-
Drehzahl in min
-1
Drehschieber in
Stellung 4
1
0
2
3
4
Drehschieber
in Stellung 0
14880
5 Motorversuch 73
Abb. 42 Effektive SCREW-Wellenleistung als Funktion von
Massenstrom und Druckverhältnis bei leistungsoptimaler
Schieberstellung
Bei der Vermessung des SCREW-Lader-Motor-Systems am Motorprüfstand hat sich
gezeigt, dass es Betriebsphasen gibt, in denen es sinnvoller ist, die Laststeuerung nicht
allein über die Drehschieber zu realisieren, sondern zusätzlich eine Drosselklappe zu
verwenden. Abb. 43 zeigt den trade-off von Drosselklappenstellung und Einlass-
Drehschieber-stellung im be- und pme-Kennfeld bei einer Motordrehzahl von 2000 min-1.
Dabei zeigt sich, dass es am verbrauchsgünstigsten ist, ausgehend von der Volllast mit
abnehmender Last zunächst den Einlass-Drehschieber bis ca. 20% zu schließen, dies
entspricht einer Motorlast von ca. pme= 9 bar, und ab da zusätzlich die Drosselklappe
entsprechend der in Abb. 43 rot dargestellten Linie zu schließen.
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom [kg/s]
0.01 0.01 0.03 0.04 0.05 0.06
0.7
0.7 0.7
1.0
1.0
1.0
0.4
0.4
0.4
0.0 0.0
-0.1
-0.1
1.5
-0.9
0.6
Π
Massenstrom in kg/s
Druckverhältnis
1.0 kW
0.02
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom [kg/s]
0.01 0.01 0.03 0.04 0.05 0.06
0.7
0.7 0.7
1.0
1.0
1.0
0.4
0.4
0.4
0.0 0.0
-0.1
-0.1
1.5
-0.9
0.6
Π
Massenstrom in kg/s
Druckverhältnis
1.0 kW
0.02
74 5 Motorversuch
Abb. 43 be-Kennfeld in Abhängigkeit von Drosselklappenstellung und
Einlass-Drehschieberstellung bei nM=2000 min-1
5.3 Vergleich der vermessenen Motorvarianten
Im Folgenden werden die gemessenen Betriebswerte zum ATL-Motor, zum
drehschiebergesteuerten SCREW-Motor und auch noch zum bypassgeregelten SCREW-
Motor vergleichend einander gegenübergestellt.
Dabei sollen nicht so sehr die absoluten Ergebnisse im Vordergrund der Betrachtung
stehen, sondern mehr die grundsätzliche Umsetzbarkeit eines mechanischen
Aufladesystems, bei dem durch laderinterne Einlassdrehschieber die Motorlast gesteuert
werden kann.
Bei der Bewertung der absoluten Messergebnisse ist zu berücksichtigen, dass die
Rotorgeometrien denen eines Serienladers entsprechen und nicht für den konkreten
Anwendungsfall optimiert sind. Ferner trat im Laufe der Versuche ein Lagerschaden auf,
durch den die Rotoren und die Gehäusewandungen leicht beschädigt wurden, was zu
be-optimale Laststeuerstrategie
Drosselklappenstellung in %
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Einlass-Drehschieberstellung in %
020 40 60 80
250
250
350
350
350
350
350
300
300
300
300
300
400
400
400
400
400
500
500
500
450 450
450
450
1000
0
8
8.00
11.00
9.00
9.00
7.00
5.00
3.00
1.00
0.50
0
6
effektiver Mitteldruck in bar
effektiver spez. Kraftstoffverbrauch in g/kWh
be-optimale Laststeuerstrategie
Drosselklappenstellung in %
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Einlass-Drehschieberstellung in %
020 40 60 80
250
250
350
350
350
350
350
300
300
300
300
300
400
400
400
400
400
500
500
500
450 450
450
450
1000
0
8
8.00
11.00
9.00
9.00
7.00
5.00
3.00
1.00
0.50
0
6
effektiver Mitteldruck in bar
effektiver spez. Kraftstoffverbrauch in g/kWh
5 Motorversuch 75
erhöhten Spaltverlusten geführt hat. Diese konnte durch eine Anhebung des
Übersetzungsverhältnisses von i=2.5 auf i=2.7 zwar in ihrer Auswirkung auf den
geförderten Massenstrom kompensiert werden, jedoch erhöhte sich dadurch die
mechanische Reibarbeit des Laders und damit seine Antriebsleistung.
Grundsätzlich konnten der bypassgesteuerte und der drehschiebergesteuerte SCREW-
Motor in allen Kennfeldpunkten stationär als auch dynamisch betrieben werden. Eine
prinzipielle Eignung der Drehschieber zur Laststeuerung ist somit nachgewiesen,
wenngleich, wie bereits oben beschrieben, bei der drehschiebergesteuerten Variante
zusätzlich eine Drosselklappe eingesetzt werden sollte.
Abb. 44 zeigt das prozentuale Differenzenkennfeld des spezifischen Kraftstoffverbrauchs
des schiebergesteuerten zum bypassgesteuerten SCREW-Motor. Der blau unterlegte
Bereich steht für den Verbrauchsvorteil des schiebergesteuerten SCREW-Motors
gegenüber dem bypassgesteuerten SCREW-Motor. Im übrigen Bereich schneidet die
bypassgesteuerte Variante besser ab.
effektiver Mitteldruck in bar
2
4
6
8
10
12
14
Motordrehzahl in min-1
1000 2000 3000 4000 5000
5.0
0.0
0.0
0.0
3.5
4.0
2.5
1.5
-4.7
-2.1
-2.1
-2.1
-2.1
3.1
3.1
3.1
3.1
3.1
3.1
-1.4
-
1
.
3
-0.1
0
.4
Abb. 44 Prozentuales Differenzenkennfeld des spezifischen
Kraftstoffverbrauch des schiebergesteuerten zum
bypassgesteuerten SCREW-Motor
Ausgehend vom Auslegungspunkt bei nM=2000 min-1 an der Volllast, bei dem für beide
Motorvarianten der gleiche spezifische Kraftstoffverbrauch vorliegt, da hier die
Drehschieber voll geöffnet sind und der Lader somit dem konventionellen ungeregelten
-1.5
76 5 Motorversuch
Lader entspricht, zeigt sich mit zunehmender Drehzahl an der Volllast ein geringerer
Kraftstoffverbrauch des drehschiebergesteuerten SCREW-Motors. Mit abnehmender
Leistung entlang einer Fahrwiderstandskurve, ausgehend vom Nennleistungspunkt, wird
der schiebergesteuerte SCREW-Motor ungünstiger. Durch das frühe Schließen der
Einlassschieber benötigt das Arbeitsspiel im Lader (siehe Abb. 24) eine längere Zeit, so
dass mehr Arbeitsgas über die Spalte von der Druckseite zur Saugseite strömen kann und
sich das Arbeitsgas im Lader stärker aufheizt, was schließlich ein Maß für die schlechtere
Energiewandlungsgüte des Prozesses darstellt. Abb. 45 zeigt dazu die
Laderaustrittstemperaturen der beiden SCREW-Motorvarianten bei einer Motordrehzahl
von nM=2000 min-1 im Vergleich.
0
20
40
60
80
100
02468101214
effektiver Mitteldruck in bar
Temperatur nach Lader in °C
bypassgesteuerter SCREW-Motor
schiebergesteuerter SCREW-Motor
Abb. 45 Vergleich der Laderaustrittstemperaturen bei 2000 min-1 über
dem effektiven Mitteldruck für schieber- und
bypassgesteuerten SCREW-Motor
Zur Reduzierung des nachteiligen Aufheizeffekts würde sich die Möglichkeit anbieten,
neben einer variablen Einlasssteuerkante auch die Auslasssteuerkante variabel zu
gestalten. Durch das dann kürzere Arbeitsspiel würden sich die Zeit für das Aufheizen
und die Spaltemassenströme verringern. Insgesamt kann der Laderwirkungsgrad durch
die kürzere Kompressionsphase (s. Abb. 24 von 3→4) ansteigen.
Abb. 46 zeigt einen direkten Vergleich zum Kraftstoffverbrauch des ATL-Motors und
des bypassgesteuerten mechanisch aufgeladenen SCREW-Motors. Demnach schneidet
der ATL-Motor bezüglich des spezifischen Kraftstoffverbrauchs günstiger ab.
5 Motorversuch 77
effektiver Mitteldruck in bar
2
4
6
8
10
12
14
Motordrehzahl in min-1
1000 2000 3000 4000 5000
6.5
6
5
6.5
6.5
6.5
6.5
6.5 10.5
10.5
10.5
10.5 18.6
14.5
14.5
22
.
3.0
3.0
5.0
5.0
5.0
5.0
5.0
5.0
2.5
10.7
6
.
9
10.0
6
.2
Abb. 46 Prozentualer Minderverbrauch des ATL-Motors gegenüber
dem bypassgesteuerten SCREW-Motor
Im mittleren Lastbereich , bei ca. 6 bar Mitteldruck, erzielt der SCREW-Motor ähnlich
gute Werte wie der ATL-Motor. Im übrigen Kennfeldbereich liegen die Verbrauchswerte
des bypassgesteuerten SCREW-Motors höher, insbesondere bei hoher Drehzahl und
hoher Last.
Zur Bewertung des dynamischen Betriebsverhaltens der unterschiedlichen
Motorkonfigurationen wurde, wie in Tab. 3 ausgeführt, ein virtuelles
Mittelklassefahrzeug mit einem Fahrzeuggewicht von m=1350 kg modelliert.
Das dynamische Betriebsverhalten der Motoren kann anhand von Testzyklen, wie sie der
Gesetzgeber für die Beurteilung der Abgasemission und des Kraftstoffverbrauchs
vorschreibt, bewertet werden. Hier werden der in Europa festgeschriebene
MVEG2-Zyklus und der in den USA angewendete US06-Zyklus am Prüfstand
nachgefahren.
Die in Abb. 47 dazu gezeigten Fahrprofile und Zeithäufigkeiten der dynamischen
Betriebsanteile machen die doch signifikanten Unterschiede dieser beiden Testzyklen
2 MVEG: Motor Vehicle Emissions Group
6.9 %
78 5 Motorversuch
deutlich. Während der MVEG-Zyklus überwiegend niedrige Lastanteile, in der
Umgebung von 2 bar effektivem Mitteldruck und ca. 1600 min-1, sowie einen langen
Leerlaufanteil beinhaltet, zeigt der US06-Zyklus schon deutlich höhere Lastanteile, bei
ca. 5 bar effektivem Mitteldruck im mittleren Drehzahlbereich von 2500 min-1.
0
20
40
60
80
100
120
140
0 300 600 900 1200
Zyklusdauer in s
0
20
40
60
80
100
120
0 200 400 600 800 1000 1200
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
7
14
0.00
5.00
10.00
15.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min-1
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
8
0.00
5.00
10.00
15.00
20.00
25.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min
-1
eff. Mitteldruck
in bar
eff. Mitteldruck
in bar
MVEG
US 06
0
20
40
60
80
100
120
140
0 300 600 900 1200
Zyklusdauer in s
0
20
40
60
80
100
120
0 200 400 600 800 1000 1200
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
7
14
0.00
5.00
10.00
15.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min-1
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
8
0.00
5.00
10.00
15.00
20.00
25.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min
-1
eff. Mitteldruck
in bar
eff. Mitteldruck
in bar
0
20
40
60
80
100
120
140
0 300 600 900 1200
Zyklusdauer in s
0
20
40
60
80
100
120
0 200 400 600 800 1000 1200
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
7
14
0.00
5.00
10.00
15.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min-1
800
1400
2000
2600
3200
3800
4400
5000
0
8
0.00
5.00
10.00
15.00
20.00
25.00
Häufigkeit in
%
Drehzahl in min
-1
eff. Mitteldruck
in bar
eff. Mitteldruck
in bar
MVEG
US 06
Abb. 47 Fahrprofile und relative Häufigkeitsverteilung der
Lastkollektive im MVEG- und US06-Zyklus
Die Motorversuche im dynamischen Betrieb haben gezeigt, dass die Last am mechanisch
aufgeladenen Motor zuverlässig durch Drehschieber gesteuert werden kann. Sämtliche
hier untersuchten Motorvarianten konnten die Zyklen mit gleicher Genauigkeit, bei einer
mittleren Abweichung von unter 1 km/h, nachfahren.
Verbrauchsbestimmend im MVEG-Zyklus ist zum großen Teil die lange Leerlaufphase.
Abb. 48 zeigt einen Vergleich der effektiven Kraftstoffverbrauchswerte für die
betrachteten Motoren. Dabei wurden die Werte auf den turboaufgeladenen Motor
bezogen und normiert.
Wie sich bereits im stationären Betrieb gezeigt hat, kann der hier verwendete
SCREW-Lader-Prototyp aufgrund des ottomotorisch bedingt niedrigen Massenstroms im
unteren Drehzahl- und Lastbereich nicht als Expansionsmaschine wirken. In diesem
Bereich wirkt sich nämlich die mechanische Antriebsleistung für den Lader besonders
5 Motorversuch 79
negativ auf den Gesamtwirkungsgrad aus, der sich für die mechanisch aufgeladenen
Motorvarianten in einem Verbrauchsnachteil von ca. 11% niederschlägt. Die Differenz
zwischen den unterschiedlichen Laststeuerverfahren, Bypass oder Einlassschieber, liegt
im Bereich der Messtoleranz.
90.0%
95.0%
100.0%
105.0%
110.0%
115.0%
ATL
SCREW-Dk-Schieber
SCREW-Dk-Bypass
ATL
SCREW-Dk-Schieber
SCREW-Dk-Bypass
b
e
relativ zueinander in %
US - 06
MVEG
Abb. 48 Zyklus-be in den Testzyklen, normiert auf den jeweiligen Wert
des ATL-Motors
Bei höherer Last und Drehzahl werden die Vorteile der Turboaufladung geringer. Im
US06-Zyklus ist der Kraftstoffmehrverbrauch der beiden mechanisch aufgeladenen
Motorvarianten mit 5,3 % bei Schiebersteuerung und 3,2 % bei Bypasssteuerung deutlich
niedriger als im MVEG-Zyklus. Dieses Ergebnis bestätigt in etwa die bereits aus der
stationären Untersuchung gewonnenen Erkenntnisse, dass sich die mechanische
Aufladung im mittleren Lastbereich, also bei höheren Massenströmen, günstiger darstellt.
5.4 Erkenntnisse aus den Prüfstandsversuchen
Die messtechnischen Untersuchungen am Motorprüfstand haben gezeigt, dass ein mit
Einlassdrehschiebern ausgerüstetes Schraubenladersystem grundsätzlich in der Lage ist,
die Laststeuerung von Ottomotoren bei stationärem wie dynamischem Betrieb zu
übernehmen. Kraftstoffverbrauchsvorteile der Drehschiebersteuerung gegenüber dem
80 5 Motorversuch
ATL-Motor konnten zumindest unter Verwendung des Prototypladers nicht gemessen
werden. Dennoch konnte die grundsätzliche Machbarkeit und Sinnhaftigkeit des
Konzepts verifiziert werden, die sich bei Verfügbarkeit eines noch weiterentwickelten
Laders vermutlich in eine tasächliche Verbesserung umsetzen lassen. Diese Einschätzung
wird dadurch gestützt, dass zumindest am Verdichterprüfstand schon nachgewiesen
werden konnte, dass das Aufladeaggregat in Abhängigkeit von der Drehschieberstellung
sowohl als Kompressor wie auch als Expansionsmaschine zur Nutzung der
Ansaugluftenthalpie arbeitet [44].
Die beiden Hauptzielrichtungen für die Optimierung der SCREW müssen daher die
Erhöhung der inneren Dichtigkeit der Maschine sein, beispielsweise durch die
Verwendung von optimierten Rotorgeometrien und Einlaufbeschichtungen zur
Spaltminimierung, und durch die Verringerung der mechanischen Reibleistung. Beide
Maßnahmen bewirken eine Vergrößerung des Arbeitsbereiches, in dem Leistung
abgegeben wird, in Richtung höherer Druckverhältnisse und kleinerer Massenströme.
6 Rechnungs-Messungs-Vergleich 81
6 Rechnungs-Messungs-Vergleich
Im Folgenden wird anhand von Rechnungs-Messungs-Vergleichen zum stationären und
dynamischen Motorbetrieb das in Kap. 5 vorgestellte Motorprozess-
Simulationsprogramm verifiziert. Dieses soll dann als Werkzeug für die unter Kap. 7
beschriebene Studie zum Downsizing dienen.
6.1 Stationärer Motorbetrieb
Abb. 49 zeigt einen Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Volllastbetrieb des ATL-
Motors über der Drehzahl. Die Berechnung der Betriebswerte erfolgte unter Vorgabe der
jeweiligen Messwerte für Zündzeitpunkt und Verbrennungsluftverhältnis. Die
Drosselklappe ist entsprechend dem Volllastbetrieb vollständig geöffnet. Der in den
gemessenen Betriebspunkten jeweils gegebene Ladedruck wird in der Rechnung über die
Variation der Wastegate-Stellung an der Turbine auf den Messwert eingeregelt.
Die berechneten Betriebswerte stimmen sehr gut mit den gemessenen überein. Der
Ladedruck wird vom rechnerischen Wastegate sehr genau eingeregelt, was eine
notwendige Voraussetzung zur Berechnung des korrekten Luftmassenstroms darstellt.
Wie bereits in Abschnitt 5.2 erläutert, ergeben sich lediglich im Drehzahlbereich
zwischen nM=2000 min-1 und nM=4000 min-1 größere Abweichungen zwischen
gemessenem und berechneten Luftmassenstrom. Diese Abweichungen bilden sich auch
im Verlauf der effektiven Motorleistung ab, deren gerechneter Verlauf, so wie der des
Luftmassenstroms, aber immer noch als brauchbar eingestuft werden darf. Dem zufolge
können sowohl das Verbrennungsmodell als auch das Reibmodell, beide sind von
wesentlichem Einfluss auf die Berechnung der effektiven Leistung, als gut bezeichnet
werden.
Die berechneten Verläufe für p3, T3 und nATL stimmen ebenfalls qualitativ gut mit den
gemessenen überein. Signifikante Abweichungen sind lediglich bezüglich des
Abgasdrucks p3 vor Turbine zwischen nM=4000 min-1 und nM=6000 min-1 vorhanden.
Die berechnete Turboladerdrehzahl nATL liegt insgesamt auf einem um durchschnittlich
6% höheren Niveau.
82 6 Rechnungs-Messungs-Vergleich
Abb. 49 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum Volllastbetrieb des
ATL-Motors über der Drehzahl
Die Simulationsergebnisse im Teillastbereich ergeben sich von gleicher Abbildungsgüte
wie an der Volllast. Ausgewählt sei dazu in Abb. 50 der spezifische Kraftstoffverbrauch
über der Last bei der Drehzahl nM=2000 min-1 dargestellt, da PKW-Motoren
überwiegend in der Nähe dieser Drehzahl betrieben werden.
Pe in kW
10
30
50
70
90
110
effektive Leistung
Messung
Rechnung
p
E
in bar
1.10
1.20
1.30
1.40
1.50
1.60
1.70
n in min-1
1000 2000 3000 4000 5000 6000
Druck vor Einlassventil
Messung
Rechnung
Luftmassenstrom in kg/h
50.0
100.0
150.0
200.0
250.0
300.0
350.0
400.0
450.0
Luftmasse
Messung
Rechnung
n
ATL
in min
-1
60000
70000
80000
90000
100000
110000
120000
130000
140000
n in min-1
1000 2000 3000 4000 5000 6000
Turboladerdrehzahl
Messung
Rechnung
T
3
in °C
650
700
750
800
850
900
950
1000
Abgastemperatur vor Turbine
Messung
Rechnung
p
3
in bar
1.0
1.4
1.8
2.2
2.6
3.0 Druck vor Turbine
Messung
Rechnung
6 Rechnungs-Messungs-Vergleich 83
spez. eff. Kraftstoffverbrauch in g/kWh
200
250
300
350
400
450
500
effektiver Mitteldruck in bar
0246810 12 14
Differenz in %
-6
-4
-2
0
2
4
6
Messung
Rechnung
Differenz
Abb. 50 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum spezifischen Kraftstoff-
verbrauch bei 2000 min-1 über der Last am ATL-Motor
Die Übereinstimmung zwischen Rechnung und Messung zeigt auch hier gute Ergebnisse,
die Differenz liegt überwiegend unterhalb von 2%.
6.2 Dynamischer Motorbetrieb
Ein Rechnungs-Messungs-Vergleich zum dynamischen Motorbetrieb ist in Abb. 51
dargestellt. Betrachtet wird hier der mit Drosselklappe und externem Bypass geregelte,
mechanisch aufgeladene, Versuchsmotor im EUDC3-Zyklus, dem außerstädtischen
Anteil des MVEG-Zyklus.
Der MVEG-Zyklus eignet sich für Kraftstoffverbrauchsuntersuchungen im Rahmen der
Motorprozesssimulation insbesondere deshalb, weil sein Geschwindigkeitsprofil von den
typischen Phasen einer Stadtfahrt geprägt ist, wie längeren Leerlaufphasen und
hochdynamischen Beschleunigungsphasen, aber auch Überlandphasen mit längeren
Konstantfahrtanteilen beinhaltet. Zudem wird zum Ende des Zyklus über eine hohe
Geschwindigkeit ein Autobahnanteil repräsentiert.
3 Extra Urban Driving Cycle
84 6 Rechnungs-Messungs-Vergleich
Drosselklappen-
winkel in °
2
6
10
14
18
22
Zeit in s
050 100 150 200 250 300 350 400
Laderuck
in bar
0.1
0.3
0.5
0.7
0.9
M
eff
in Nm
-40
0
40
80
120
v in km/h
0
20
40
60
80
100
120
Gang
012345
m
B
in g
0
100
200
300 Messung
Rechnung
Abb. 51 Rechnungs-Messungs-Vergleich zum dynamischen Betriebsverhalten des bypassgeregelten
SCREW-Motors im EUDC-Zyklus
2,2 % Differenz
6 Rechnungs-Messungs-Vergleich 85
Rechnung und Messung zeigen insgesamt eine sehr gute Übereinstimmung.
Das Geschwindigkeitsprofil wird sowohl am Prüfstand, als auch bei der Simulation
nahezu identisch abgefahren. Auffällig sind vielleicht die Schwingungen der Messkurven
bei plötzlichen Lastwechseln, die bei der prüfstandstechnischen Realisierung der
Schaltvorgänge und plötzlicher Geschwindigkeitsänderungen nicht zu vermeiden waren.
Aus der Differenz im Summenkraftstoffverbrauch über den gesamten Zyklus von nur
2,2% darf geschlossen werden, dass die in der Simulation getroffenen Modellannahmen
auch den dynamischen Motorbetrieb realitätsnah abbilden.
Somit liegt eine gute Basis für weitere Parameterstudien zur Wirkungsgradsteigerung
durch Extrem-Downsizing unter Verwendung der Motorprozesssimulation vor.
86 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung durch
Extrem-Downsizing
7.1 Allgemeines
Zur Darstellung möglicher Potentiale extremen Downsizings wird hier, unter
Verwendung der Motorprozesssimulation, ein Saugmotor mit einem leistungsgleichen
aufgeladenen und um 50% im Hubraum reduzierten Motor verglichen. Als
Aufladeaggregat werden sowohl der Abgasturbolader betrachtet als auch der bereits
zuvor beschriebene Schraubenlader mit Einlasssteuerschieber, der den Motor mechanisch
aufladen soll.
Weiterführende Simulationsuntersuchungen unter Berücksichtigung eines variablen
Verdichtungsverhältnisses sollen letztlich Aufschluss darüber geben, welches
Kraftstoffeinsparungspotential das Downsizing in Kombination dieser Einzelmaßnahmen
ermöglicht.
Wie die Entwicklung der letzten Jahre gezeigt hat, konnten bereits die Saugmotoren für
gleiche Leistung in ihrem Hubvolumen verkleinert werden. Beispielsweise durch die
Verwendung von 4-Ventil-Zylinderköpfen anstelle der 2-Ventil-Ausführungen, die zu
einer Erhöhung des Liefergrades beitragen, oder die Verwendung von so genannten
Schaltsaugrohren zur Erhöhung des Massendurchsatzes im gesamten Drehzahlbereich,
tragen zu einer gesteigerten Leistungsdichte bei und ermöglichen so eine
Hubraumverkleinerung. Der hubraumkleinere Motor wird bei gleicher Leistung bei
höherer Last und damit im meist wirkungsgradgünstigeren Kennfeldbereich betrieben.
Abb. 52 zeigt schematisch die Ladungswechselschleifen im pV-Diagramm eines hohen
und eines niedrigen Lastpunkts bei gleicher Motordrehzahl. Die Ladungswechselarbeit,
sie ist in Abb. 52 für den Niedriglast-Betriebspunkt schraffiert dargestellt, nimmt mit der
Entdrosselung des Motors (Hochlast-Betriebspunkt) ab. Dieser Effekt stellt neben dem
später noch beschriebenen Einfluss des verbesserten mechanischen Wirkungsgrads einen
der Hauptgründe für die Verbrauchsvorteile von Downsizing-Motoren dar.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 87
Abb. 52 Schematische Ladungswechselschleifen bei hoher und
niedriger Last
Der dieser Studie zugrunde liegende Saugmotor ist ein moderner verbrauchsoptimierter
1,0 l-Dreizylindermotor, der den vom selben Hersteller zuvor in dieser Leistungsklasse
gebauten 1,4 l-Vierzylindermotor abgelöst hat. Im Folgenden wird der Dreizylinder-
Saugmotor als Referenzmotor bezeichnet. Die wichtigsten Motordaten sind in Tab. 5
zusammengefasst.
indizierter Zylinderdruck
Hubvolumen
pme 1
pme 2
mit pme 2>pme 1
n = const
Zylinderdruck
Hubvolumen
0
indizierter Zylinderdruck
Hubvolumen
pme 1
pme 2
mit pme 2>pme 1
n = const
Zylinderdruck
Hubvolumen
0
88 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Tab. 5 Motordaten des 1,0 l “Referenzmotors“
Arbeitsverfahren Viertakt-Otto
Zylinderzahl 3
Ventile/Zylinder 4
Gesamthubraum cm3 973
Hub mm 78,6
Bohrung mm 72,5
Hub/Bohrungsverhältnis 1,08
Einlassventildurchmesser mm 27
Auslassventildurchmesser mm 24
Verdichtungsverhältnis 10,1:1
Zylinderabstand mm 78
max. Drehmoment Nm 82
bei Drehzahl min-1 2000
Nennleistung kW 40
bei Drehzahl min-1 5600
Aufladung ohne
Um für den Vergleich des Referenzmotors mit dem aufgeladenen Motor, der im
Folgenden als “Modellmotor“ bezeichnet wird, eine Vergleichsbasis zu schaffen, wird
der Referenzmotor zunächst durch Simulationsrechnungen abgebildet.
Abb. 53 zeigt dazu exemplarisch die Abbildungsgüte der unter Verwendung der in
Kap. 4 beschriebenen Simulationsmodelle erzielten Ergebnisse. Luftverhältnis und
Zündzeitpunkt sind der Simulation aus Messergebnissen vorgegeben.
Bezüglich des effektiven Drehmoments an der Volllast zeigt sich eine sehr gute
Übereinstimmung zwischen Rechnung und Messung, was letztlich das hier angewandte
Reibmodell nach Gl. 4.13 bestätigt. Auch der Luftmassenstrom, der bei einem Ottomotor
mit äußerer Gemischbildung bei gegebenem Luftverhältnis die dem Zylinder zugeführte
Verbrennungsenergie bestimmt, wird im gesamten Kennfeld gut abgebildet.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 89
eff. Drehmoment in Nm
55
65
75
85
gemessenes eff. Drehmoment
berechnetes eff. Drehmoment
effektiver Mitteldruck pm
e
in bar
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Motordrehzahl n in min-1
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000
1.0
1.0
1.0
-1.0
-1.0
-1.0
3.0
3.0
3.0 5.0
4.0
4.0
4.0
-2.0
-2.0
-2.0
2.0
2.0
2.0
0.0
0.0
-1.5
-1.5
-1.5
-0.5
-0.5
-0.5
0.5
0.5
0.5
1.5
1.5
1.5
2.5
2.5
2.5
3.5
3.5
3.5 4.5
4.5 4.5
4.1
2.6
1.6
0.2
0.1
-1.6
-1.7
-0.4
0.6
0.9
0.7
1.2
0.6
1.1
Luftmassenstromdifferenz = Rechnung - Messung
Abb. 53 Rechnungs-Messungs-Vergleich des effektiven Drehmoments
an der Volllast und des Luftmassenstroms im ges. Kennfeld
des Referenzmotors
Der entscheidende Ansatz des Downsizingkonzepts besteht in der Verkleinerung des
Hubvolumens. Um das Potential einer Hochaufladung gut auszuschöpfen, wurde der
Hubraum des Modellmotors gegenüber dem des Referenzmotors von 1000 cm³ auf
500 cm³, d.h. um 50 % reduziert. Unter Beibehaltung des Hub/Bohrungsverhältnisses
und einer Verringerung der Zylinderzahl auf z = 2 verkleinert sich der
Bohrungsdurchmesser auf d = 66,5 mm, der Hub reduziert sich auf 71,9 mm. Der
kleinere Bohrungsdurchmesser erfordert zudem eine Anpassung der Ventildurchmesser.
Durch den Wegfall eines Zylinders und der kleineren Zylindereinheit bei gleichzeitiger
Reduzierung der mittleren Kolbengeschwindigkeit kann der mechanische Wirkungsgrad
infolge geringerer Reibungsverluste als höher angenommen werden. Die mit der
Aufladung einhergehende höhere Leistungsdichte wirkt sich aber für die kleineren
-2.0 %
Luftmassenstromdifferenz in % = Rechnun
g
–
Messun
g
90 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Zylindereinheiten ungünstig auf die Klopfneigung aus, da die kleinere
Brennraumoberfläche nur weniger Wärme abführen kann. Als entsprechende
Gegenmaßnahme wurde das Verdichtungsverhältnis des Modellmotors von ε = 10,1 beim
Referenzmotor auf ε = 9 und die mittlere Kühlwassertemperatur von 90°C auf 85°C
abgesenkt. Ferner muss der Zündzeitpunkt durch Verschiebung in Richtung „spät“
angepasst werden. Damit verringert sich einerseits zwar der Hochdruckwirkungsgrad,
andererseits wird aber im Falle der Abgasturboaufladung das dynamische
Betriebsverhalten des Motors begünstigt, da dabei die Abgastemperatur und damit das
Energieangebot an der Turbine ansteigt.
Tab. 6 Motordaten des “Modellmotors“ (VH = 0,5 l)
Arbeitsverfahren Viertakt-Otto
Zylinderzahl 2
Ventile/Zylinder 4
Gesamthubraum cm3 499
Hub mm 71,9
Bohrung mm 66,5
Hub/Bohrungsverhältnis 1,08
Einlassventil mm 25
Auslassventil mm 22
Verdichtungsverhältnis 9,0:1
Zylinderabstand mm 78
max. Drehmoment Nm 82
bei Drehzahl min-1 2000
Nennleistung kW 40
bei Drehzahl min-1 5600
Aufladung ATL: KP-31 /
Schraubenlader
mit i=6
Ladeluftkühlung ja
Im Folgenden werden die Simulationsergebnisse zum aufgeladenen Modellmotor
dargestellt und diskutiert.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 91
7.2 Auslegung der Aufladeaggregate
Als Aufladeaggregate werden der Abgasturbolader und der Schraubenlader mit den
bereits in Abschnitt 6.2 beschriebenen Laststeuerorganen Drosselklappe, Bypass und
Einlasssteuerschieber untersucht.
Die Auswahl geeigneter Aufladeaggregate mit entsprechender Lieferkennung erfolgte
anhand der Massenstrom-Charakteristik des Referenzmotors. Wird das Hubvolumen um
50 % verringert, muss bei gleicher Drehzahl zur Erzielung der gleichen Motorleistung die
Luftdichte in etwa verdoppelt werden, siehe Gl.(7.1). Der erforderliche Ladedruck kann
anhand Gl.(7.2) abgeschätzt werden:
HLe VP ⋅
ρ
~ (7.1)
mit
LLL TRp ⋅⋅=
ρ
(7.2)
Unter zusätzlicher Berücksichtigung von gewissen Strömungsverlusten ist die Annahme
für den maximal erforderlichen Ladedruck mit 2,2 bar realistisch.
7.2.1 Abgasturbolader
Geeignete Abgasturbolader in dieser Leistungsklasse gibt es derzeit nur wenige.
Ausgewählt wurde der kleinste Lader (Typenbezeichnung: KP-31) aus dem
Turboladerprogramm der K-Baureihe der Firma BorgWarner Turbo Systems. Bei der K-
Baureihe handelt es sich um ein Baukastensystem, welches kosten- und zeitsparend
durch Kombination verschiedenster Lader und Turbinen eine individuelle Abstimmung
des Abgasturboladers auf den Motor ermöglicht.
Der KP-31 ist ein Radialverdichter, der laut Hersteller bei Motoren im Leistungsbereich
zwischen 20 und 95 kW zum Einsatz kommt.
Abb. 54 zeigt die gerechnete Volllastbetriebslinie des Modellmotors (gepunktete Linie)
im Verdichterkennfeld des KP-31.
92 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Abb. 54 Verdichterkennfeld des KP-31 mit eingetragener Volllastbetriebslinie
Im unteren Motor-Drehzahlbereich musste die Volllastbetriebslinie so nah wie möglich
an die Pumpgrenze gelegt werden, um bereits hier den jeweils höchstmöglichen
Ladedruck und das daraus folgende Drehmoment zu erreichen. Ein Verdichter mit noch
kleinerem Laufraddurchmesser würde zwar die Volllastlinie im Kennfeld zu höheren
Volumenströmen verschieben und somit den Sicherheitsabstand zur Pumpgrenze
vergrößern, hätte aber zur Folge, dass sich die Betriebspunkte höherer Motordrehzahlen
zu niedrigeren Verdichterwirkungsgraden verschieben.
Zur Abstimmung der Turbine stehen Turbinengehäuse unterschiedlichen Querschnitts
zur Auswahl. Bei Fahrzeugmotoren wird die Vorauswahl des Turbinengehäuses durch
eine einfache Anpassung an den ermittelten Lader getroffen [46]. Die Auswahl des
bestgeeigneten Turbinengehäuses kann durch Versuche, oder wie heutzutage üblich,
durch Simulationsrechnungen erfolgen. Die Vorgehensweise bei der
Motorprozesssimulation ist ähnlich der im Motorversuch. Durch einfaches Austauschen
der, die Turbine beschreibenden, Kennfelder, wird das geeignete Turbinengehäuse durch
Simulationsrechnungen bestimmt. In Abb. 55 ist das so für den Modellmotor
ausgewählte Turbinenkennfeld dargestellt.
Druckverhältnis π
L
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
reduzierter Volumenstrom in m3/s
0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06
120
0.73
0.73
0.71
0.71
0.69
0.69
0.67
0.67
0.64
0.64
0.59
0.59
0.55
0.55
170
200
230*103 min-1
1000
2000 3000
1400
3800
4200
5000
5600 min-1
Volllastbetriebslinie
Pumpgrenze
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 93
Gesamtwirkungsrad
0.40
0.50
0.60
0.70
0.80
0.90
1.00
Turbinendruckverhältnis πT [p3/p4]
Turbinendurchsatz (Gl.3.1.6)
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20
0.25
0.30
0.35
0.40
0.45
0.50
0.55
0.60
1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.8 3.0 3.2
Turbinendurchsatz
Gesamtwirkungsgrad
430 x 103 min-1
390
340
280
210
430 x 103 min-1
390
340
280
210
140
T3tref.=873 K
Abb. 55 Turbinenkennfeld des KP-31
Der Auslegungspunkt des Turboladers wurde für den Volllast-Motorbetriebspunkt bei
einer Motordrehzahl von n = 1500 min-1 gewählt. Nur durch diese niedrige
Auslegungsdrehzahl war es möglich, den Volllast-Drehmomentverlauf des
Referenzmotors nachzubilden und ein akzeptables instationäres Betriebsverhalten des
hubraumkleineren Modellmotors zu erzielen. Geregelt wird der Ladedruck über ein
Wastegate.
7.2.2 SCREW-Lader
Die Auswahl eines geeigneten Schraubenladers für den mechanisch aufgeladenen
Modellmotor gestaltete sich weitaus schwieriger als die des Turboladers. Zur Zeit
existieren nämlich keine Serienschraubenlader, welche uneingeschränkt die geforderten
Randbedingungen erfüllen. Auch im Bereich der Kältemaschinen existieren keine
Schraubenverdichter, die derart niedrige Massenströme bei relativ niedrigen
Druckverhältnissen bereitstellen, insbesondere in Verbindung mit einlassseitigen
Schiebern zur Laststeuerung. Um dennoch eine Potentialabschätzung durchführen zu
können, wurden vom Institut für Fluidenergiemaschinen der Universität Dortmund durch
Simulationsrechnungen entsprechende Kennfelder erstellt. Wie bereits in Kap. 5
dargestellt, hat diese Forschungsstelle langjährige Erfahrung bei der Simulation der
thermodynamischen Prozesse von Schraubenmaschinen, so dass auch hier von
zuverlässigen Betriebswerten ausgegangen werden kann.
94 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Steuerstellung 3 (Schieber geöffnet)
Druckverhältnis
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
Massenstrom in kg/h
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
0.1 0.2
0.5
1.0
1.6 2.0 2.5
3.0 3.5 4.0
5.0
6000
25000
20000
12500 15000
10000
8000
Druckverhältnis
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
Massenstrom in kg/h
30 40 50 60 70 80
0.0
0.1 0.2
0.5
1.6 2.0 2.5
3.5
-0.1
-0.2
1.0
8000
10000 12500
15000 20000 25000 30000
Steuerstellung 2
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom in kg/h
20 25 30 35 40 45
-0.2
-0.1
-0.1
0.0
0.1
0.2
0.5
1.0
1.6
2.2
6000 8000
10000
12500
15000
20000
25000
300
0
Steuerstellung 1
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom in kg/h
5.2 5.5 5.7 6.0 6.2
0.5
1.0
1.5 2.0
2.5
6000
8000
10000 15000 20000 25000 30000
innere Leistung Pi in kW
Laderdrehzahl in min-1
Steuerstellung 0 (Schieber fast geschlossen)
Steuerstellung 3 (Schieber geöffnet)
Druckverhältnis
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
Massenstrom in kg/h
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
0.1 0.2
0.5
1.0
1.6 2.0 2.5
3.0 3.5 4.0
5.0
6000
25000
20000
12500 15000
10000
8000
Druckverhältnis
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
Massenstrom in kg/h
30 40 50 60 70 80
0.0
0.1 0.2
0.5
1.6 2.0 2.5
3.5
-0.1
-0.2
1.0
8000
10000 12500
15000 20000 25000 30000
Steuerstellung 2
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom in kg/h
20 25 30 35 40 45
-0.2
-0.1
-0.1
0.0
0.1
0.2
0.5
1.0
1.6
2.2
6000 8000
10000
12500
15000
20000
25000
300
0
Steuerstellung 1
Druckverhältnis
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
Massenstrom in kg/h
5.2 5.5 5.7 6.0 6.2
0.5
1.0
1.5 2.0
2.5
6000
8000
10000 15000 20000 25000 30000
innere Leistung Pi in kW
Laderdrehzahl in min-1
Steuerstellung 0 (Schieber fast geschlossen)
Abb. 56 Kennfelder des berechneten Schraubenladers für
unterschiedliche Stellungen des Einlasssteuerschiebers
Steuerstellung 3 (Schieber voll geöffnet)
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 95
Abb. 56 zeigt diese Kennfelder, zwischen denen entsprechend der gewünschten
lastabhängigen Steuerstellung linear interpoliert wird. Steuerstellung 0 entspricht dabei
einem nahezu geschlossenen Einlassquerschnitt, bei Motorleerlauf, Steuerstellung 3
einem ungesteuerten Lader, mit vollständig geöffnetem Einlassquerschnitt.
Die Laderübersetzung wurde so gewählt, dass der Modellmotor den geforderten
Drehmomentverlauf des Referenzmotors darstellen kann. Der Referenzmotor erreicht
sein maximales Drehmoment bereits bei der für Saugmotoren relativ niedrigen Drehzahl
von nM=2000 min-1, wodurch ein Übersetzungverhältnis von i=6 erforderlich ist.
Als Motorlaststeuerorgane werden die Drosselklappe in Verbindung mit einem
Bypassventil zur Ladedruckregelung eingesetzt; als Alternative dazu wird auch der
ladereinlasseitige Steuerschieber betrachtet.
7.3 Wirkungsgradsteigerung durch Downsizing
Abb. 57 zeigt die Volllastdrehmomentverläufe der betrachteten Motoren.
eff. Motordrehmoment Md
e
in Nm
40
50
60
70
80
90
Motordrehzahl nm in min-1
1000 2000 3000 4000 5000 6000
Referenzmotor (Simulation)
ATL-Motor
SCREW-Motor, Bypass-Variante
SCREW-Motor, Schieber-Variante
Abb. 57 Vergleich der Volllastdrehmomente des Referenzmotors und
der Aufladevarianten des Modellmotors
96 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Alle Downsizingkonzepte des Modellmotors weisen im unteren Drehzahlbereich ein
etwas niedrigeres Drehmoment als der Referenzmotor auf. Dabei war für den ATL-
Motor bereits das kleinste verfügbare Turbinengehäuse gewählt worden, so dass der
Ladedruck zur Anhebung des Drehmoments unterhalb seiner Auslegungsdrehzahl nicht
weiter erhöht werden kann. Bei den SCREW-Motoren könnte hier durch Anheben des
Übersetzungsverhältnisses das Drehmoment weiter erhöht werden, dies würde aber zu
höherer Laderantriebsleistung führen, insbesondere im oberen Drehzahlbereich, wo kein
höheres Übersetzungsverhältnisses erforderlich ist. Oberhalb der Motordrehzahl von
nM=2000 min-1 kann das Drehmoment des Referenzmotors bei allen aufgeladenen
Motorvarianten gut nachgebildet werden. Dazu wurde der Ladedruck entsprechend
angepasst. Beim ATL-Motor konnte das maximale Drehmoment sogar über einen breiten
Drehzahlbereich konstant gehalten werden, was beim Referenzmotor aufgrund seines
drehzahlabhängigen Liefergrades ohne weitere Zusatzmaßnahmen, wie beispielsweise
den Einsatz eines Schaltsaugrohres, nicht möglich war.
Beim Übergang zu höheren Drehzahlen verschlechtert sich der Liefergrad des Motors
zunehmend und drückt das Drehmoment des Referenzmotors weit nach unten. Der
jeweils entsprechende Ast der Drehmomentkurven der aufgeladenen Motorvarianten
konnte durch entsprechende Ladedruckanpassung auf gleichen Verlauf eingestellt
werden. Insgesamt gesehen wird der Drehmomentverlauf des Referenzmotors brauchbar
gut nachgebildet, was Voraussetzung für eine vergleichende Bewertung mit den
Downsizingkonzepten ist.
7.3.1 ATL-Motor
Um die motortechnischen Zusammenhänge des Downsizing im Detail zu analysieren,
wird zunächst nur der abgasturboaufgeladene Modellmotor betrachtet. Das primäre Ziel
von Downsizingkonzepten ist die Einsparung an Kraftstoff. Abb. 58 vergleicht die
be-Kennfelder von ATL- und Referenzmotor im stationären Betrieb. Zu erkennen ist die
deutliche Kraftstoffeinsparung im gesamten Kennfeldbereich durch ATL-Aufladung.
Maximale Einsparungen liegen, wie erwartet, im unteren Drehzahlbereich bei niedriger
Last. An der Volllast gleicht sich der spezifische Kraftstoffverbrauch des Modellmotors
dem des Referenzmotors an. Die Kraftstoffeinsparung ist das Resultat des geringeren
Reibleistungsanteils an der abgegebenen Motorleistung und der günstigeren
Ladungswechselarbeit. Die wesentlichen Zusammenhänge sollen im Folgenden
beispielhaft für die Motordrehzahl n=2000 min-1 erläutert werden.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 97
Abb. 58 Kraftstoffverbrauchsvorteil des ATL-Motors in g/kWh
gegenüber dem Referenzmotor im Motorkennfeld
Dazu zeigt Abb. 59 auch noch die prozentuale Krafteinsparung bei 2000 min-1 über der
Last.
spezifischer Kraftstoffverbrauch in g/kWh
Abb. 59 Kraftstoffeinsparung bei nM=2000 min-1
0
200
400
600
800
1000
1200
1 2 3 4 5
Referenzmotor
Modellmotor (ATL)
3 Nm 10 Nm 25 Nm 60 Nm 78 Nm
1043
722
544
377
278
346
247
265 240
249
30%
31% Kraftstoffeinsparung
25%
7% 4%
n=2000min-1
Lamda = 1
n=2000 min-1
λ=1
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
Motordrehzahl n in min
-1
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
effektives Motordrehmoment Md
e
in Nm
-150
-100
-50
0
Kraftstoffeinsparung in g/kWh
-180
-160
-140
-120
-100
-80
-60
-40
-20
98 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Zur Analyse der Verluste infolge Reibung, Wandwärme und Ladungswechsel sind die
Wirkungsgrade für die Motordrehzahl n=2000 min-1 in Abb. 60 für den ATL-Motor
(Modellmotor) und in Abb. 61 für den Referenzmotor dargestellt.
Der Vergleich der beiden Abbildungen zeigt deutlich, dass der Referenzmotor
prozessbedingt durch das höhere Verdichtungsverhältnis einen höheren adiabaten
Hochdruckwirkungsgrad (Gl. 7.4) erreicht. Zur Vermeidung von klopfender
Verbrennung musste am Modellmotor die Verdichtung gesenkt werden, was
Hauptursache des geringeren Wirkungsgrad des Modellmotors ist. Am anschaulichsten
zeigt dies der theoretische Vergleichsprozess (Gleichraumprozess), dessen Wirkungsgrad
(Gl. 7.3) außer vom Isentropenexponenten nur vom Verdichtungsverhältnis ε abhängt.
1
1
1
−
−=
κ
ε
η
th (7.3)
Wirkungsgrade
0.00
0.10
0.20
0.30
0.40
0.50
0.60
0.70
0.80
0.90
1.00
effektives Motordrehmoment in Nm
010 20 30 40 50 60 70 80
Reibungsverluste
Ladungswechselverluste
adiabater Hochdruckwirkungsgrad
innerer Wirkungsgrad
effektiver Wirkungsgrad
Aufwand (Brennstoffenergie)
Modellmotor
nM=2000 min-1
λ=1,0
Wandwärmeverluste
Ladungswechselgewinn
prozessbedingte Verluste
___
___
___
___
Abb. 60 Wirkungsgrade am Modellmotor in Abhängigkeit des
effektiven Drehmoments
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 99
Wirkungsgrade
0.00
0.10
0.20
0.30
0.40
0.50
0.60
0.70
0.80
0.90
1.00
effektives Motordrehmoment in Nm
010 20 30 40 50 60 70 80
Modellmotor
nM=2000 min-1
λ=1,0
adiabater Hochdruckwirkungsgrad
innerer Wirkungsgrad
effektiver Wirkungsgrad
Aufwand (Brennstoffenergie)
___
___
___
___
Ladungswechselverluste
Reibungsverluste
Wandwärmeverluste
prozessbedingte Verluste
Abb. 61 Wirkungsgrade am Referenzmotor in Abhängigkeit des
effektiven Drehmoments
Der effektive Wirkungsgrad nimmt mit steigender Last zu und erreicht bei beiden
Motoren nahe der Volllast sein Maximum. Mit abnehmender Last fällt der effektive
Wirkungsgrad immer steiler ab und erreicht im Leerlauf definitionsgemäß den Wert Null.
Ursache für diesen Verlauf sind der Einfluss der Reibungsverluste und im Wesentlichen
die Verluste, die durch die Drosselung zur Lastregulierung entstehen.
Die Reibleistung am Modellmotor fällt durch das kleinere Triebwerk geringer aus.
Entscheidend für den höheren effektiven Wirkungsgrad ist zudem der geringere Verlust
an Ladungswechselarbeit. Bei gleich niedrigem Drehmoment ist beim Referenzmotor
(Saugmotor) die Drosselklappe weitgehend zu schließen. Dadurch sinkt der Druck im
Ansaugrohr weit unter den Umgebungsdruck und der Kolben muss eine hohe Arbeit
aufbringen, um den Zylinder zu füllen. Der Modellmotor (mit Aufladung) erreicht das
gleiche Drehmoment unter geringerer Drosselung. Er kann „freier atmen“, der Kolben
muss weitaus weniger Arbeit aufbringen, um den Zylinder mit etwa der gleich großen
Ladung zu füllen. Infolge dessen fällt die aufzubringende Ladungswechselarbeit des
Modellmotors im Teillastbereich deutlich niedriger aus als die des Referenzmotors (Abb.
62), was sich im Wirkungsgrad deutlich bemerkbar macht. Für den Modellmotor ist ein
etwas höherer Abgasgegendruck zu erkennen, der einerseits durch die kleineren
Ventildurchmesser entsteht sowie durch die Turbine, die für den Motor eine Drossel im
Auslasskanal darstellt und das Abgas entsprechend aufstaut.
Referenzmotor
nM=2000 min-1
λ=1,0
100 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
+
Zylinderdruck in bar
0.0
0.4
0.8
1.2
1.6
2.0
Zylindervolumen in m3
08.0·10-5 1.6·10-4 2.4·10-4 3.2·10-4 4.0·10-4
Zylinderdruckverlauf Referenzmotor
Zylinderdruckverlauf Modellmotor
-
+
Mde = 24 Nm
nM = 2000 min-1
-
Abb. 62 Ladungswechselschleife von Modell- und Referenzmotor bei
n = 2000 min-1, Md=24Nm
Wird am Referenzmotor die Drosselklappe voll geöffnet, kann der Motor ebenfalls „frei
atmen“ und er liefert das Volllastmoment von 80 Nm. Lediglich Strömungsverluste im
Ansaugleitungssystem führen zu gewissen Drosselverlusten, so dass insgesamt aber die
aufzubringende Ladungswechselarbeit auf ein Minimum reduziert wird (Abb. 63). Der
Modellmotor erreicht dieses Minimum schon bei einem Drehmoment von 40 Nm (halbe
Last), da die Drosselklappe bereits fast vollständig geöffnet ist und der Motor bei
Umgebungsdruck ansaugt. Erhöht man das Drehmoment des Modellmotors bis auf
Volllast (80 Nm), bleibt die Drosselklappe weiterhin ganz geöffnet, das Wastegate an der
Turbine ist geschlossen und der Verdichter fördert bei erhöhtem Ladedruck den
erforderlichen Massenstrom in die Zylinder. Dabei unterstützt er die Abwärtsbewegung
des Kolbens, so dass sich eine positive, die indizierte Arbeit erhöhende
Ladungswechselarbeit ergibt. Auslegungsbedingt tritt dieser Effekt bei der
Motordrehzahl n=2000min-1 am stärksten auf. Mit zunehmender Motordrehzahl steigt
trotz leicht abfallenden Ladedrucks der Durchsatz durch den Motor und damit der Druck
vor der Turbine an, so dass die positive Ladungswechselschleife kleiner und im
ungünstigen Fall auch wieder negativ wird.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 101
Zylinderdruck in bar
0.0
0.4
0.8
1.2
1.6
2.0
2.4
2.8
3.2
3.6
4.0
Zylindervolumen in m3
08.0·10-5 1.6·10-4 2.4·10-4 3.2·10-4 4.0·10-4
Zylinderdruckverlauf Referenzmotor
Zylinderdruckverlauf Modellmotor
-
+
+
+
Volllast
nM = 2000 min-1
Abb. 63 Ladungswechselschleife von Modell- und Referenzmotor bei
n=2000 min-1 an der Volllast (80 Nm)
Der adiabate Hochdruckwirkungsgrad (Gl. 7.4) erreicht beim Referenzmotor sein
Maximum erst an der Volllast (Abb. 61) und fällt zu niedriger Last infolge starker
Drosselwirkung kontinuierlich ab.
Definiert ist der adiabate Hochdruckwirkungsgrad nach Gl. 7.4 [8]:
Bzu
HD,WHD,i
ad,HD Q
QW +
=
η
(7.4)
mit
W
i,HD innere Arbeit in der Hochdruckschleife,
Q
W,HD Wandwärmeverluste in der Hochdruckschleife,
Q
Bzu freigesetzte Verbrennungsenergie.
Am Modellmotor erreicht der adiabate Hochdruckwirkungsgrad wegen des frühen
Entdrosselns sein Maximum bereits bei mittlerer Last, mit weiter steigender Last fällt er
dann jedoch aufgrund hoher Abgasgegendrücke wieder leicht ab.
102 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Positiv auf den Hochdruckwirkungsgrad wirkt sich auch der mit zunehmender
Entdrosselung kleinere Restgasanteil aus (Abb. 64), wodurch wiederum die Brenndauer
verkürzt, und, zu deuten am steigenden Zylinderspitzendruck, schließlich der indizierte
Wirkungsgrad entsprechend gesteigert wird.
Abb. 64 Restgasgehalt in Abhängigkeit der Last bei n = 2000 min-1
von Modell- und Referenzmotor
Die Wandwärmeverluste QW variieren nur wenig und haben somit auch nur geringen
Einfluss auf den lastabhängigen Verlauf des effektiven Wirkungsgrads.
Die Überlagerung der beschriebenen Einflüsse führt schließlich dazu, dass der maximale
effektive Wirkungsgrad am Modellmotor, ausgehend von Niedriglast, mit zunehmender
Last bereits deutlich früher als beim Referenzmotor erreicht wird, für die hier
exemplarisch betrachtete Motordrehzahl n=2000 min-1 schon bei ²/3 der Volllast.
Insgesamt liegt der effektive Wirkungsgrad des Modellmotors im gesamten Lastbereich
höher als der des Referenzmotors, was schließlich die Wirksamkeit des
Downsizingkonzepts für den ATL-Modellmotor belegt.
Restgasgehalt in %
0
5
10
15
20
effektives Motordrehmoment in Nm
020 40 60 80
nm=2000 min-1
Basismotor
Referenzmotor
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 103
7.3.2 SCREW-Motoren
Die Untersuchungen zu den mechanisch aufgeladenen Downsizingmotoren ergaben
ebenfalls ein deutliches Kraftstoffeinsparpotential für das Downsizing. Dazu zeigt Abb.
65 die prozentuale Verbrauchsdifferenz des mechanisch aufgeladenen Motors mit
Bypass- und Drosselklappensteuerung gegenüber dem Referenzmotor (leistungsgleicher
Saugmotor) im Motorkennfeld. Dabei stellen die positiven Werte den Vorteil des
Downsizingmotors dar.
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Drehzahl in min
-1
0
20
40
60
80
100
Drehmoment in Nm
-5
0
5
10
15
20
be-Differenz in %
-7
-5
-2
0
2
5
10
15
18
Abb. 65 Kraftstoffverbrauchsdifferenz (Einsparung) des mechanisch
aufgeladenen Modellmotors mit Bypass- und Drosselklappensteuerung
gegenüber dem Referenzmotor (Saugmotor) in %
Der mechanisch aufgeladene Modellmotor bringt im Teillastbereich
Kraftstoffverbrauchsvorteile gegenüber dem Referenzmotor von bis zu 18 %. Lediglich
im Volllastbereich verbraucht der Modellmotor bis zu 7% mehr Kraftstoff als der
Referenzmotor, was auf die zusätzlich von der Kurbelwelle aufzubringende
Laderantriebsleistung zurückzuführen ist.
Der mechanisch aufgeladene Modellmotor mit ladereinlassseitigen Drehschiebern zur
Laststeuerung zeigt ein ähnliches Verhalten. Abb. 66 stellt dazu das
Mehrverbrauch Einsparung
104 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Kraftstoffverbrauchsdifferenzenkennfeld zwischen schiebergesteuertem Modellmotor
und dem Referenzmotor dar.
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Drehzahl in min
-1
0
20
40
60
80
100
Drehmoment in Nm
-10
-5
0
5
10
15
20
be-Differenz in %
-8
-5
0
2
5
10
15
18
Abb. 66 Kraftstoffverbrauchsdifferenz des mechanisch aufgeladenen
Modellmotors mit Schiebersteuerung gegenüber dem Referenzmotor in
%
Ähnlich wie die SCREW-Variante mit Bypass- und Drosselklappensteuerung ergibt sich
auch hier ein Mehrverbrauch von max. 8 % an der Volllast, im Teillastbereich beträgt der
Kraftstoffverbrauchsvorteil bis zu 18%. Der an sich zu erwartende
Kraftstoffverbrauchsvorteil der Schiebersteuerung gegenüber der Bypassvariante im
Teillastbereich stellt sich nicht ein. Dies dürfte vor allem an der Laderantriebsleistung
liegen, die entgegen den Erwartungen im gesamten Kennfeldbereich nicht negativ (im
Sinne einer vom Motor abgegebenen Arbeit) wird, zum Teil sogar deutlich höher liegt als
bei der Bypassvariante. Abb. 67 zeigt dazu ein Differenzenkennfeld der
Laderantriebsleistungen von schieber- und bypassgesteuertem Modellmotor.
Mehrverbrauch Einsparung
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 105
Drehmoment in Nm
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Drehzahl in min-1
1000 2000 3000 4000 5000 6000
5
7
5
5
1
4
9
10
8
1
7
6
-0
0
0
-45
-40
-30
-20
-10
0
10
20
40
50
Abb. 67 Prozentuales Differenzenkennfeld der Laderantriebsleistungen von
schieber- und bypassgesteuertem Modellmotor
Lediglich bei hoher Drehzahl und niedriger Last ergeben sich für den schiebergesteuerten
Modellmotor Vorteile (vgl. Abschnitt 5.2) gegenüber dem bypassgesteuerten
Modellmotor. Dieser Betriebsbereich wird im Fahrbetrieb jedoch nur selten genutzt.
Die durch die feste Auslasssteuerkante bedingte Prozessführung des Laders führt zum
einen zu relativ hohen unerwünschten Verdichterenddrücken, zum anderen zu hohen
Spaltverlusten innerhalb der Arbeitskammern aufgrund des spät öffnenden
Auslassquerschnitts und dem damit entsprechend langen Arbeitsspiel. Aufgrund des
kleinen Verdichters wirken sich die Leckverluste innerhalb der Maschine sehr stark aus,
was zu einem niedrigen Laderwirkungsgrad führt.
7.3.3 Wirkungsgradvorteil im dynamischen Motorbetrieb
Da im alltäglichen Betrieb eines PKW die Volllast nur bei starker Beschleunigung und
schneller Autobahnfahrt abgerufen wird, ist zu erwarten, dass sich im dynamischen
Betrieb eine beachtliche Kraftstoffeinsparung für die Modellmotorvarianten einstellen
wird. Im Folgenden werden nun für ein seriennahes Fahrzeug mit dem Referenzmotor
106 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
bzw. mit den aufgeladenen Downsizingvarianten der Kraftstoffverbrauch im EUDC-
Zyklus durch Simulationsrechnungen ermittelt und vergleichend gegenübergestellt.
Zur Modellierung des Fahrzeugs wurden die in Tab. 7 dargestellten Fahrzeugdaten
gesetzt.
Tab. 7 Daten des modellierten Fahrzeugs
Fahrzeuggesamtmasse 1000 kg
Frontfläche 1.7 m2
Luftwiderstandsbeiwert 0.32
Dynamischer Reifenhalbmesser 0.28 m
Rollwiderstandsbeiwert f0 0.008
Rollwiderstandsbeiwert f1 0.0014
Rollwiderstandsbeiwert f4 0.0003
Wirkungsgrad des Getriebes 0.98
Wirkungsgrad des Achsantriebs 0.98
Übersetzung 1.Gang 3.55
Übersetzung 2.Gang 1.96
Übersetzung 3.Gang 1.3
Übersetzung 4.Gang 0.89
Übersetzung 5.Gang 0.71
Übersetzung des Achsantriebs 3.74
Die Fahrzeugdaten sind für alle Motorvarianten nahezu gleich. So wurde die
Fahrzeuggesamtmasse nicht verändert, da die Gewichtseinsparung aufgrund der
Hubraumverkleinerung durch das zusätzliche Gewicht von Aufladeaggregat und
Ladeluftkühler wieder kompensiert wird. Lediglich das Trägheitsmoment des Motors
reduziert sich aufgrund des Wegfalls einer Zylindergruppe von 0.12 kgm² auf 0.09 kgm².
Das Trägheitsmoment des Schraubenladers wurde mit 0.008 kgm² abgeschätzt.
Um Anfahrschwächen des mit dem ATL-Modellmotor angetriebenen Fahrzeugs zu
kompensieren und die im Zyklus geforderte Fahrzeugbeschleunigung überhaupt
erreichen zu können, war es notwendig, die Übersetzung der Getriebestufen bei dieser
Motorvariante kürzer abzustimmen und die Achsübersetzung anzupassen.
Tab. 8 zeigt die gewählten Getriebe- und Achsübersetzungen des Fahrzeugs mit ATL-
Modellmotor.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 107
Tab. 8 Getriebe- und Achsübersetzung des Fahrzeugs mit ATL-Modellmotor
Übersetzung 1.Gang 3.9
Übersetzung 2.Gang 2.
6
Ü
bersetzung 3.Gang 1.72
Ü
bersetzung 4.Gang 1.1
4
Ü
bersetzung 5.Gang 0.93
Ü
bersetzung des Achsantriebs 3.55
Neben den drei bereits erwähnten Modellmotorvarianten wurde als vierte Variante die
Abschaltung des mechanischen Laders unterhalb der Motordrehzahl nM=1600 min-1
untersucht.
Abb. 68 zeigt die Kraftstoffeinsparung der vier Downsizingvarianten im Vergleich zum
Referenzmotor (leistungsgleicher Saugmotor) im EUDC-Zyklus.
-5.5%
-10.5%
-11.8%
-15.5%
Modellmotor mit
variablem
Einlassschieber
Modellmotor mit
Bypass Modellmotor mit
Bypass +
Laderabschaltung
Modellmotor mit ATL
Abb. 68 Kraftstoffeinsparung der Downsizingvarianten im Vergleich
zum Referenzmotor (100 %) im EUDC-Zyklus
108 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Das größte Potential zur Kraftstoffeinsparung weist die Variante “ATL“ mit 15.5 % auf.
Der mechanisch aufgeladene Modellmotor mit “Drosselklappen-/Bypasssteuerung und
Laderabschaltung“ stellt sich mit 11.8 % Kraftstoffverbrauchsreduzierung ebenfalls sehr
positiv dar. Dabei zeigt die Laderabschaltung gegenüber der Drosselklappen-
/Bypassvariante ohne Laderabschaltung ein Verbesserungspotential von 1.3
Prozentpunkten, was allerdings in einer gesamtwirtschaftlichen Betrachtung den
Aufwand für eine Laderabschaltung durch eine elektromagnetische Kupplung eher
fragwürdig erscheinen lässt, zumal der Lader nur selten abgeschaltet wird. Lediglich in
der Konstantfahrphase bei 50 km/h sowie im Leerlauf, konnte der Lader in diesem
Testzyklus drehzahlgeregelt abgeschaltet werden. Zu bedenken sind ferner mögliche
unerwünschte Antriebsstrangschwingungen durch das plötzliche Zu- und Abschalten des
Laders, die den Fahrkomfort negativ beinträchtigen können.
Abb. 69 Absoluter Kraftstoffverbrauch der betrachteten Motorvarianten
im EUDC-Zyklus
Die Modellmotor-Variante mit Einlassschieber hat gegenüber dem Referenzmotor
immerhin noch einen Kraftstoffverbrauchsvorteil von 5.5 % aufzuweisen. Die
Realisierung einer steuerbaren Auslasssteuerkante könnte hier sicherlich deutlich zur
weiteren Kraftstoffeinsparung beitragen.
Für das mit Modellmotor-Variante “ATL“ angetriebene Fahrzeug zeigten sich Nachteile
im Beschleunigungsverhalten gegenüber dem mit mechanisch aufgeladenem
Kraftstoffverbrauch in g
0
50
100
150
200
250
Zeit in s
050 100 150 200 250 300 350 400
Referenzmotor
Modellmotoren:
ATL-Motor
SCREW-Motor mit Bypass + Laderabschaltung
SCREW-Motor mit Bypass
SCREW-Motor mit variablem Einlassschieber
Geschwindigkeit in km/h
0
20
40
60
80
100
120
140
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 109
Modellmotor angetriebenen Fahrzeug. So musste, wie bereits erwähnt, die Getriebe- und
Achsübersetzung geändert werden, um das verzögerte Ansprechverhalten des
Turboladers weitestgehend zu kompensieren, obwohl sich der EUDC-Zyklus mit
maximalen Beschleunigungswerten von 0.7 m/s² eher moderat darstellt. Der mechanisch
aufgeladene Modellmotor hingegen zeigte sogar noch Reserven zu höheren
Beschleunigungswerten.
Um mögliches weiteres Potential der Downsizing-Motoren aufzufinden, soll im
Folgenden untersucht werden, welche Kraftstoffverbrauchssenkung durch eine
Anhebung des Verdichtungsverhältnisses im unteren Lastbereich erzielt werden kann.
7.4 Variables Verdichtungsverhältnis
Wie bereits in Kapitel 7.1 erwähnt, musste für die Modellmotor-Varianten gegenüber
dem Referenzmotor (leistungsgleicher Saugmotor) zur Vermeidung des Volllastklopfens
das geometrische Verdichtungsverhältnis von ε=10,1 auf ε=9,0 abgesenkt werden. Um
den damit einhergehenden prinzipiellen Wirkungsgradnachteil zu kompensieren und das
Potential der Verbrauchssenkung durch Aufladung noch weiter auszuschöpfen, bietet
sich die Anhebung des Verdichtungsverhältnisses mit abnehmender Last als Möglichkeit
zur deutlichen Steigerung des Hochdruckwirkungsgrads gegenüber dem Betrieb mit
konstantem Verdichtungsverhältnis an.
Als konstruktive Lösungen zur Realisierung eines Variablen Verdichtungsverhältnisses
lassen sich vier wesentliche Lösungsprinzipien nennen:
1. Ein verstellbarer, im Zylinderkopf angeordneter Nebenkolben (Abb. 70),
ermöglicht die Reduzierung des Kompressionsvolumens [33]. Ein wesentlicher
Nachteil, insbesondere im Hinblick auf die Schadstoffemissionen, ergibt sich
durch die Zerklüftung des Brennraumes. Ferner stellt die heute hauptsächlich
angewendete 4-Ventiltechnik nicht genügend Bauraum zur Verfügung. Positiv
sind u.a. der geringe konstruktive Aufwand und die niedrigen Stellkräfte.
110 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Abb. 70 Versuchsmotor mit Verstellkolben im Zylinderkopf [33]
2. Der Eingriff in die Pleuel-Kolben-Kinematik [13], wie in Abb. 71 dargestellt,
führt zu hohen Pleuel- bzw. Kolbenmassen. Die Massenkräfte steigen, und der
konstruktive Aufwand für den Massenausgleich nimmt zu.
Abb. 71 Versuchsmotor mit exzentrischer Kolbenbolzenlagerung [13]
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 111
3. Die Verstellung von Kurbelwellenlagerung und Zylindergehäuse relativ
zueinander, wie sie von der Firma SAAB im Jahre 2000 vorgestellt wurde
[101], erfordert eine komplette Neugestaltung des Grundmotors. Der Motor
wird vergleichsweise schwer und muss aufwendig gegen Ölverlust abgedichtet
werden.
Abb. 72 Das “SAAB Variable Compression“-System
4. Eine in Exzentern gelagerte Kurbelwelle ermöglicht die vertikale
Positionsänderung des Kurbeltriebs gegenüber dem Zylinderkopf (Abb. 73).
Die konstruktive Gestaltung des Kurbelgehäuses ändert sich bei diesem, nach
dem Patent von W. Schwarz [89] realisierten Prinzip, nur unwesentlich. Die
front- und getriebeseitigen Exzentrizitäten können durch Parallelkurbeltriebe
kompensiert werden.
Eine Umsetzung dieses Prinzips in einen seriennahen Prototypmotor wurde von
der FEV im Jahre 2001 vorgestellt [5], [76].
Abb. 73 Versuchsmotor mit exzentrischer Kurbelwellenlagerung [76]
112 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Welches der genannten Prinzipien zukunftsweisend ist, lässt sich derzeit nur schwer
abschätzen. Letztlich werden die Zuverlässigkeit und die Kosten über einen möglichen
Serieneinsatz entscheiden.
7.4.1 Wirkungsgradsteigerung durch Anheben des Verdichtungs-
verhältnisses
Der Zusammenhang zwischen dem geometrischen Verdichtungsverhältnis und dem
Wirkungsgrad lässt sich anhand des für den Ottomotor repräsentativen idealen
Vergleichsprozesses, des sog. Gleichraumprozesses, darstellen. Dieser ist mit seinen
thermodynamischen Zustandsänderungen in Abb. 74 dargestellt.
Beginnend bei Zustand 1 wird das Arbeitsgas zunächst adiabat verdichtet, von 1 nach 2
folgt eine isochore Wärmezufuhr, von 2 nach 3 wird adiabat entspannt und von 4 nach 1
wird die Wärme isochor abgeführt. Der thermische Wirkungsgrad des
Gleichraumprozesses berechnet sich gemäß Gl. 7.5:
1
1
1
−
−=
κ
ε
η
th . (7.5)
Abb. 74 Gleichraumprozess im p,V-Diagramm
Demnach ist der thermische Wirkungsgrad nur vom Verdichtungsverhältnis ε abhängig,
nicht aber von der zugeführten Wärme qzu, die den Lastzustand des Prozesses bestimmt.
In Abb. 75 ist der mit zunehmendem Verdichtungsverhältnis gemäß Gl. 7.4 steigende
thermische Wirkungsgrad dargestellt.
p
V
qzu
qab
1
2
3
4
Adiabate
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 113
thermischer Wirkungsgrad in %
0
10
20
30
40
50
60
70
80
Verdichtungsverhältnis
0 5 10 15 20 25 30
Als Folge der steigenden Verdichtung steigt auch der Verdichtungsenddruck und weiter
der Zylinderspitzendruck und damit die Klopfgefahr bei der ottomotorischen
Verbrennung. Somit stellt die Klopfgefahr die wesentliche Grenze des maximal
zulässigen Verdichtungsverhältnisses dar.
Abb. 75 Thermischer Wirkungsgrad als Funktion vom Verdichtungs-
verhältnis ε im Gleichraumprozess
7.4.2 Kraftstoffverbrauchssenkung im stationären Motorbetrieb
Die im Folgenden diskutierten Ergebnisse wurden für die Motormodell-Variante “ATL“
berechnet, sind aber tendenziell auch auf den SCREW-Motor übertragbar, da der
Verbrennungsprozess nur unwesentlich vom Aufladeverfahren beeinflusst wird.
Durch eine betriebspunktabhängige Wahl des Verdichtungsverhältnisses unter Beachtung
der Klopfgrenze konnte eine Wirkungsgradsteigerung und damit eine
Kraftstoffeinsparung von durchschnittlich 10% im Motorkennfeld erreicht werden. Abb.
76 zeigt dazu den Kraftstoffverbrauchsvorteil mit dem jeweils dazugehörigen höheren
Verdichtungsverhältnis gegenüber dem Motor bei konstantem Verdichtungsverhältns
(ε=9).
114 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
ε
ε
εε
ε=9
ε
εε
ε=24
10
12
14
15
16
18
20
21
22
24
Drehmoment in Nm
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Motordrehzahl in min-1
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000
1.0 5.0
16.0
15.0
14.0
10.0
10.0
Verbrauchssenkung in %
Abb. 76 Kraftstoffverbrauchssenkung in % bei variablem Verdichtungs-
verhältnis ε im Motorkennfeld
Ausgehend von der Volllast kann das Verdichtungsverhältnis mit sinkender Last unter
Beachtung der Klopfgrenze deutlich erhöht werden. Bei niedrigen Motordrehzahlen ist
ein maximales Verdichtungsverhältnis von ε=20 möglich, welches bis zur maximalen
Drehzahl auf ε=24 gesteigert werden kann.
Auffällig ist der bei höheren Drehzahlen mit sinkender Last fallende Verbrauchsvorteil,
der sich dadurch ergibt, dass durch die Anhebung des Verdichtungsverhältnisses der
Betriebspunkt zu höheren Wirkungsgraden verschoben wird, wodurch zur Darstellung
der gleichen Last schließlich die Drosselklappe stärker geschlossen werden muss. In
letzter Konsequenz steigen die Drosselverluste und der damit verbundene
Kraftstoffverbrauch. Vorteilhafter stellt sich in diesem Betriebsbereich das alternative
Laststeuerverfahren “Frühes Einlass Schließen“ dar. Simulationsrechnungen zum
“Frühen Einlass Schließen“ in Ergänzung zum “Variablen Verdichtungsverhältnis“
haben gezeigt, dass der Kraftstoffverbrauch im stationären Betrieb bei hoher Drehzahl
und niedriger Last um weitere 10 Prozent gesenkt werden kann [15], im gesamten
Motorkennfeld um durchschnittlich 4 %.
7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung 115
7.4.3 Kraftstoffverbrauchssenkung im dynamischen Motorbetrieb
Im Folgenden soll das Potential der variablen Verdichtung im dynamischen Betrieb
untersucht werden. Um den hohen Programmieraufwand für die Erweiterung um eine
variable Verdichtungsregelung zu vermeiden, wird von einer quasidynamischen
Betrachtungsweise ausgegangen. Darunter wird folgendes verstanden:
Durchfährt das Fahrzeug den EUDC-Zyklus, wie er bereits in Kapitel 6.2. dargestellt
wurde, werden die einzelnen Betriebsbereiche verschieden oft angefahren. Integriert man
die Zeitanteile der einzelnen Betriebsbereiche auf und trägt diese prozentual zur
Gesamtdauer in das Motorkennfeld ein, wird deutlich, welche Betriebsbereiche am
häufigsten angefahren werden. Durch Integration des Kraftstoffverbrauchs der einzelnen
Betriebsphasen ergibt sich schließlich ein Zyklusverbrauch.
Diese quasidynamische Berechnung des Kraftstoffverbrauchs hat für den ATL-Motor mit
konstantem Verdichtungsverhältnis zu einem Zyklusverbrauch von ∑mB=178.5 Gramm
geführt. Vergleicht man dieses Ergebnis mit dem zuvor in Kapitel 7.3.3 in dynamischer
Simulation ermittelten Ergebnis von ∑mB=186 Gramm, so entspricht dies einer
Abweichung um lediglich 4%. Damit kann auf die dynamische arbeitsspielbezogene
Prozesssimulation an dieser Stelle verzichtet werden.
In Abb. 77 ist die Zeithäufigkeit der Betriebspunkte für den EUDC-Zyklus über dem
Kraftstoffverbrauchsvorteil bei variabler Verdichtung im Motorkennfeld dargestellt.
Auffällig ist, dass der Kennfeldbereich bei nM=2000 min-1 und einem effektiven
Motordrehmoment von Md=15 Nm (pe≈3,5 bar) mit ca. 35% Gesamtanteil am häufigsten
angefahren wird. In diesem Bereich hat der Motor mit variablem Verdichtungsverhältnis
im stationären Betrieb einen Kraftstoffverbrauchsvorteil von ca. 12,5%.
Die quasidynamische Berechnung ergab einen Zyklus-Kraftstoffverbrauch von
∑mB=161.6 Gramm, was einem durchschnittlichen Verbrauch von 2,73 l/100 km
entspricht. Somit erzielt der ATL-Motor mit variablem Verdichtungsverhältnis
gegenüber dem ATL-Motor mit konstantem Verdichtungsverhältnis einen
Verbrauchsvorteil im Zyklus von 9,5%. Die Kombination von Variablem
Verdichtungsverhältnis und Frühem Einlass Schließen führte zu einem Gesamtvorteil
von 11,2%.
Die Anhebung des Verdichtungsverhältnisses in Verbindung mit der
Abgasturboaufladung führte zu einem Kraftstoffverbrauchsvorteil von bis zu 26.5%
gegenüber dem nicht aufgeladenen Referenzmotor. Das Frühe Einlass Schließen als
Laststeuerung in Ergänzung zum variablen Verdichtungsverhältnis einzusetzen, bringt
keinen deutlichen Vorteil.
116 7 Parameterstudie zur Wirkungsgradverbesserung
Abb. 77 Zeithäufigkeit in % der Betriebsbereiche im EUDC-Zyklus
mit Kraftstoffverbrauchsvorteil für den ATL-Motor mit
variablem Verdichtungsverhältnis im Motorkennfeld
Insgesamt lässt sich feststellen, dass das Downsizing beim Ottomotor ein enormes
Potential zur Wirkungsgradsteigerung bietet. Durch die Kombination von Aufladung und
variablem Verdichtungsverhältnis lässt sich das sogenannte 3-Liter-Auto ohne weitere
Maßnahmen darstellen. Für das hier berücksichtigte Fahrzeug wurde ein
durchschnittlicher Kraftstoffverbrauch von 2,73 l pro 100 km simuliert.
effektives Motordrehmoment in Nm
-20
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Motordrehzahl in min-1
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000
1.0
16.0
15.0
10.0
1.2
0.1
1.4
0.4
0.2
0.4
1.7
5.0
11.9
0.7
0.3
0.5
0.9
1.3
23.1
0.9
2.9
0.5
0.6
0.1
0.5
0.5
4.2
0.5
0.2
0.2
0.5
0.9
3.8
0.5
0.2
0.2
0.5
1.3
0.5
0.2
0.5
2.0
5.4
1.5
0.1
0.4
0.1
0.2
0.4
0.2
0.2
0.1
0.2
0.4
0.4
0.6
0.4
0.2
0.2
0.1
0.4
0.8
1.0
0.3
1.2
0.7
0.2
0.1
0.5
0.4
0.1
0.6
1.30.1
Modellfahrzeug: 1000 kg
mit ATL Motor: 500 cm3
mit variablem Verdichtungsverhältnis
Verbrauchssenkung in %
12
10
8
13
15
Betriebsphasenverteilung des Modellfahrzeugs im
EUDC-Zyklus mit Kraftstoffverbrauchsvorteil
8 Zusammenfassung 117
8 Zusammenfassung und Ausblick
Der Trend zu immer leistungsstärkeren Motoren verlangt nach Motorkonzepten mit
deutlichem Kraftstoffeinsparpotential zur Schonung der Ressourcen und zur Reduzierung
der Schadstoffemissionen.
In dieser Arbeit wird gezeigt, welches diesbezügliche Potential das Downsizing von
Ottomotoren birgt. Es werden zunächst die verschiedenen Aufladeverfahren betrachtet
und die entsprechenden Aufladeaggregate bewertet.
Für ein Gesamtsystem eines mit einem Hybrid-Schraubenlader mechanisch aufgeladenen
Motors wird unter Verwendung der Motorprozesssimulation gezeigt, welches Verfahren
zur Motorlaststeuerung am besten geeignet ist, betriebspunktabhängig den
höchstmöglichen Wirkungsgrad zu erzielen. Zu diesem Zweck wurde ein an der
Forschungsstelle entwickeltes Rechenprogramm zur Motorprozesssimulation an die
speziellen Belange der untersuchten Aufladeverfahren und der ottomotorischen
Besonderheiten angepasst. Die Verifikation des Rechenprogramms wurde durch
Rechnungs-Messungs-Vergleiche zu einem aufgeladenen 1,8 l-Vierzylinder-Ottomotor
durchgeführt. Der Vergleich von Rechnung und Messung zeigt eine gute
Übereinstimmung.
Die Simulation des so genannten SCREW-Motors hat gezeigt, dass das
Laststeuerverfahren mit ladereinlassseitigem Steuerschieber das Potential besitzt, im
Teillastbereich ähnlich günstige Kraftstoffverbrauchswerte wie der ATL-Motor zu
erzielen.
Das dargestellte Laststeuerkonzept für mechanisch aufgeladene Ottomotoren, auf der
Basis einer einlassschiebergesteuerten Schraubenmaschine, die nach dem SCREW-
Prinzip arbeitet, konnte hinsichtlich seiner grundsätzlichen Sinnhaftigkeit und
Machbarkeit auch am dynamischen Motorprüfstand verifiziert werden.
Erste Messungen am SCREW-Lader haben gezeigt, dass für einen erfolgreichen
Seriensatz aufgrund der spezifischen Betriebsverhältnisse der SCREW, mit dem Wechsel
der Richtung der Druckkräfte im Arbeitsraum und der Momentenrichtung an der Welle
sowie den hohen Forderungen an die Dichtigkeit, eine vollständige Neukonstruktion
einer solchen Maschine erforderlich ist. So sollte zur Wirkungsgradsteigerung des
118 8 Zusammenfassung
SCREW-Laders im Expansionsbetrieb die Festlagerung der Rotoren auf die Saugseite
der Maschine gelegt werden, um auf der Saugseite den Stirnspalt minimieren zu können.
Die beiden Hauptzielrichtungen für die Optimierung der SCREW müssen daher in der
Erhöhung der inneren Dichtigkeit der Maschine, beispielsweise durch weiter optimierte
Rotorgeometrien und der Verwendung von Einlaufbeschichtungen zur Spaltminimierung
und, soweit technisch möglich, einer Verringerung der mechanischen Reibleistung
liegen. Beide Maßnahmen bewirken eine Vergrößerung des Arbeitsbereichs, in dem
Leistung abgegeben wird, in Richtung höherer Druckverhältnisse und kleinerer
Massenströme, so dass dieser Betriebszustand im Realbetrieb häufiger genutzt werden
kann.
Weiterführende Parameterstudien zum Downsizing haben gezeigt, dass die extreme
Hubraumverkleinerung bei gleichzeitiger Aufladung ein richtungsweisendes
Motorkonzept darstellt, den Wirkungsgrad bei gleicher Motornennleistung deutlich zu
steigern. Der Downsizing-Motor konnte gegenüber dem Referenzmotor
(leistungsgleicher Saugmotor) bei stationärem Betrieb im Maximum bis zu 31 %
Kraftstoff einsparen, bei dynamischem Betrieb wurde ein Verbrauchsvorteil von 15,5 %
erzielt.
Das größte Potential zur Kraftstoffeinsparung gegenüber dem Referenzmotor weist die
Motorvariante mit Abgasturboaufladung auf, wenngleich der mechanisch aufgeladene
Modellmotor mit Bypasssteuerung und Laderabschaltung nur geringfügig schlechter
abschneidet.
Der Modellmotor mit variablem einlassseitigen Steuerschieber konnte zumindest unter
den hier gegebenen Bedingungen die in ihn gesetzten Erwartungen nicht erfüllen. Die
Realisierung einer steuerbaren Auslasskante wäre eine zusätzliche Möglichkeit, den
SCREW-Lader zu verbessern. Weitere Untersuchungen müssten zeigen, ob sich der
Aufwand einer unabhängigen Regelung der Einlass- und Auslasssteuerkante lohnt.
Bei der Simulation des mit dem ATL-Modellmotor angetriebenen Fahrzeugs im EUDC-
Zyklus war es zur Kompensation von Anfahrschwächen notwendig, die Übersetzung der
Getriebestufen kürzer abzustimmen als bei den Varianten mit mechanisch aufgeladenen
Motoren. Hier zeigt sich die mechanische Aufladung gegenüber der
Abgasturboaufladung prinzipbedingt klar im Vorteil.
Mit einem im Betrieb verstellbaren Verdichtungsverhältnis können die ohnehin schon
günstigen Kraftstoffverbrauchswerte im Teillastbereich noch weiter verbessert werden.
Dabei kann im unteren und untersten Teillastbereich höchstmögliche Verdichtung
gefahren werden, ohne dass klopfende Verbrennung auftritt.
Der Betrieb mit variablem Verdichtungsverhältnis bewirkt gegenüber dem Betrieb mit
konstantem Verdichtungsverhältnis eine Verbrauchssenkung über den gesamten
Drehzahlbereich bei niedrigen Lasten von bis zu 12 %. Das mit bis zu 16 % größte
8 Zusammenfassung 119
Einsparpotential besteht im oberen Drehzahlbereich bei mittleren Lasten. Im EUDC-
Zyklus ergab sich eine Verbrauchssenkung von 9.5 %.
Insgesamt konnte durch das Downsizing und die variable Verdichtung für den
betrachteten Modellmotor der Kraftstoffverbrauch gegenüber dem Referenzmotor um bis
zu 26.5% reduziert werden.
Potentiale zur Kraftstoffeinsparung in dieser Höhe rechtfertigen den technischen
Aufwand zur Realisierung der dargestellten Aufladekonzepte und einer variablen
Verdichtung.
Für die Hersteller und Kunden bleibt die Abwägung zwischen dem sehr guten
Kraftstoffverbrauch, den die Abgasturboaufladung liefert, und dem sportlicheren
Fahrverhalten, das die mechanische Aufladung ermöglicht.
120 9 Literaturverzeichnis
9 Literaturverzeichnis
[1] van Basshuysen, R.; Schmaedecke, W.; Vogt, R.: “Reibungsverluste von
Fahrzeugmotoren unterschiedlicher Größe und Zylinderanzahl“, MTZ 41 (1980)
11, S. 509-511
[2] Baumgarten, H.; Goertz, W.; Rodeland,J.; Weinowski, R.:
“Niedrigstemissionskonzept zur Erfüllung der Sulev-Emissionsstandards für
Ottomotoren“, MTZ 61 (2000) 10,S. 686-692
[3] Betz, A.: “Untersuchung des stationären und transienten Betriebsverhaltens ein-
und zweistufig aufgeladener Viertakt-Dieselmotoren“, Dissertation TU München,
1985
[4] Bohl, W.: “Strömungsmaschinen 1“, Vogel-Verlag, Würzburg, 7. Auflage, 1998
[5] Bollig, C.; Habermann, K.; Schwaderlapp, M.; Yapici, K. I.: “Variable
Verdichtung - Ein Weg zur effizienten Hochaufladung“, MTZ 62 (2001) 12, S. 984
ff.
[6] Bredenbeck, J.: “Motorprozess-Simulation als Wissensbasis“, Dissertation TU
Berlin, 1997
[7] Bruener, T.;Griebel, C.-O.; Hoyer, U.; Mueller, A.; Pour, R.: “Der Antrieb des
Mini Cooper S“, MTZ 63 (2002) 7-8, S. 558-566
[8] Buchwald, R.: “Motorprozesssimulation als Werkzeug zur Optimierung von
Ottomotoren“, Dissertation TU Berlin, 2000
[9] Büchi, A.: “Verbrennungskraftmaschinenanlage“, Patentschrift Nr. 204630,
Kaiserliches Patentamt, 16. November 1905
[10] Büchi, A.: “Arbeitsverfahren für Viertakt-Brennkraftmaschinen mit
Vorverdichtung der Ladung durch Abgasturbinen“, Patentschrift Nr. 454107,
Reichspatentamt, 27. März 1921
9 Literaturverzeichnis 121
[11] Czallner, P.; Woschni, G.: “Zur Vorausberechnung des Brennverlaufes von
Ottomotoren bei geänderten Betriebsbedingungen“, MTZ 43 (1982) 5, S. 195-200
[12] Chen, G.: „Vergleichende Untersuchung von Aufladekonzepten und
Beschleunigungshilfen für Nutzfahrzeug-Dieselmotoren“, Dissertation TU Berlin,
2001
[13] Daimler-Benz-AG: "Patent DE 3148193", 05.12.1981
[14] Daimler, G.: “Gas- bzw. Petroleum-Kraftmaschine“; Patentschrift Nr. 34926,
Kaiserliches Patentamt, 03. April 1885
[15] Domann, L.: “Rechnerische Untersuchung zum Wirkungsgrad eines aufgeladenen
Ottomotors bei Variation des Verdichtungsverhältnisses und der
Einlasssteuerzeiten“, Studienarbeit TU Berlin, 2001
[16] Dorsch, H.; Kerkau, M.; Zickwolf, P.; Porsche, F.: “Das Auflade- und
Motorsteuerungs-Konzept des neuen Porsche 911 Turbo“, 18. Internationales
Wiener Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12 Nr. 239, 1995, S. 383-412
[17] Ebel, B.: “Reibungsverluste von PKW-Motoren“, MTZ 54 (1993) 6, S. 294-297
[18] Emmenthal, K.-D.; Müller, C.; Schäfer, O.: “Verdrängerlader für Volkswagen-
Motoren“, MTZ 46 (1985) 9, S. 323-327
[19] Endres, H.: “Direkteinspritzung wirkungsvollste Einzelmaßnahme zur
Verbrauchssenkung beim Ottomotor“, MTZ 62 (2001) 6, S. 439
[20] Engeln-Müllges, S.; Reuter,F.: “Formelsammlung zur numerischen Mathematik
mit Standard-FORTRAN 77-Programmen“, 6. völlig neu überarbeitete und
erweiterte Auflage, Wissenschaftsverlag Mannheim, Wien, Zürich, 1988
[21] Ermisch, N.; Scheliga, W.: “Der Rekord-Lupo“, MTZ Sonderausgabe (6/2001), 25
Jahre VW-Dieselmotoren, S. 30-37
[22] Esch,T.; Pischinger, M.; Göbel,T.; “Luft- und Kraftstoffzumischung bei
Ottomotoren mit variabler Ventilsteuerung“, ATZ 98 (1996) 2, S. 106-136
[23] Fischer, M.: “Die Zukunft des Ottomotors als PKW-Antrieb –
Entwicklungschancen unter Verbrauchsaspekten“, Dissertation TU Berlin, 1998
[24] Fortnagel, M.: “Der Ottomotor war in den vergangenen 125 Jahren eine wahre
Wundermaschine – und er hat noch eine große Zukunft“, MTZ 62 (2001) 6, S. 441
122 9 Literaturverzeichnis
[25] Gabriel, H.; Schmitt, F.; Weber, M.; Lingenauber, R.; Schmalzl, H.-P.: “Neue
Erkenntnisse bei der variablen Turbinen- und Verdichtergeometrie für die
Anwendung in Turboladern für PKW-Motoren“, www.turbos.bwauto.com,
05/2002
[26] Guzella, L.; Cortona, E.; Soltic, P.; Pfiffner, R.; Weber, F.: “Wirkungsgradstei-
gerung durch Hubraumreduktion und Hochaufladung für kleinvolumige
Ottomotoren”, Downsizingkonzepte für Otto- und Dieselmotoren, Haus der
Technik, München 2000
[27] Guzella, L.; Martin, R.: “Das SAVE-Motorkonzept“, MTZ 59 (1998) 10, S. 644-
650
[28] Hack, G.: “Leistungsdruck“; Fahrzeugbericht, www.alpina.de, 11/2003
[29] Hack, Langkabel: “Turbo- und Kompressormotoren“; Stuttgart, Motorbuch Verlag
1999
[30] Häntschel, U.: “Untersuchung von Oberflächen-Interpolationsverfahren und
Programmierung eines Moduls ’Verdichter’ für die Motorkreisprozesssimulation“,
Studienarbeit TU Berlin,1996
[31] Heil, B.; Weining, H. K.; Karl, G.; Panten, D.; Wunderlich, K.: “Verbrauch und
Emissionen – Reduzierungskonzepte beim Ottomotor“, MTZ 62 (2001) 11, S. 900-
915
[32] Hiereth H.: “Eignungsabschätzung neuerer Aufladesysteme für Fahrzeugmotoren“,
MTZ 46 (1985) 10, S. 397-402
[33] Hinrichs, H.G.: “Untersuchung an einem hochverdichteten Ottomotor mit
variablem Verdichtungsverhältnis“, Dissertation TH Aachen, 1988
[34] Huber, G.: “Potentiale der elektrisch unterstützen Abgasturboaufladung“,
Aufladung von Verbrennungsmotoren, Haus der Technik, Essen 1998
[35] Hüttebräucker, D.; Puchas, Ch.; Fick, W.; Joos, K.: “Der Mercedes-Benz 4-
Zylinder-Ottomotor mit mechanischer Aufladung“, 17. Internationales Wiener
Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12, Nr. 268, Band 2, 1996, S. 69-95
[36] Indra, F.: “Comeback der Benziner“, Automobil Industrie, AI 12/2000, S. 42-44
[37] Janthur, I. W.: “Anforderungen an mechanische Aufladegeräte für PKW-Motoren“,
Schraubenmaschinentagung 90, VDI-Berichte 859, VDI-Verlag, Düsseldorf 1990,
S.79-97
9 Literaturverzeichnis 123
[38] Jost, K.: “Spark-ignition engine trends“, Automotive Engineering International,
aei 1/2002, S. 26-39
[39] Kaiser, T.; Hoffmann, A.: “Einfluss der Zündkerzen auf das
Entflammungsverhalten in modernen Motoren“, MTZ 61 (2000) 10, S. 656-663
[40] Karl, G.; Abthoff,J.; Bargende, M.; Kemmler,R. Kühn, M; Bubeck, G.:
“Thermodynamische Analyse eines direkteinspritzenden Ottomotors“, 17.
Internationales Wiener Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12, Nr. 267, Band
1, 1996, S. 200-234
[41] Kauder, K.: Skriptum Fluidenergiemaschinen II – Verdrängermaschinen,
Universität Dortmund 2001
[42] Kauder, K; Pucher, H.; Romba, M.; von Rüden, K.: “Laststeuerkonzepte für den
Ottomotor bei mechanischer Aufladung durch eine Hybrid-Schraubenmaschine
(SCREW-Lader)“, DFG-Abschlussbericht, 2001
[43] Kauder, K.; Romba, M.: “Control concepts for an integrated twin screw
supercharger and throttle-loss power recovery device for Otto-cycle engines”,
Conference Proceedings IMECH E, London 2001, S. 63-73
[44] Kauder, K.; Romba, M.: “Der SCREW-Hybrid-Schraubenlader“, VDI-Berichte
1391, VDI-Verlag, Düsseldorf 1998, S. 131-145
[45] Kauder, K.; Romba, M.: “Schraubenlader im Vergleich der Aufladegeräte für
kleinvolumige Ottomotoren, : Schraubenmaschinen Nr. 7, Dortmund 2001
[46] Kemmler, R.;Krämer, M.; Abthoff, J.; Kühn, M.; Lehmann, H.: “Chancen und
Risiken der Hochaufladung am Ottomotor“, 6. Aachener Kolloquium Fahrzeug-
und Motorentechnik 1997, S. 181-192
[47] Kollmann, K; Niefer, H.; Panten, D.: “Perspektiven zur Zukunft der
Verbrennungsmotoren – Wohin führt die Weiterentwicklung der Ottomotoren?“
MTZ 59 (1998) 10, S. 630-642
[48] Krämer, M.; Maly, R. R.; Willand, J.; Pischinger, S.; Krutzsch, B.; Gruden, I.;
Voigtländer, D.: “Emissionsreduzierung beim mager betriebenen Ottomotor“, 16.
Internationales Wiener Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12 Nr. 268, 1995,
S. 258-292
[49] Küntscher, V.: “Kraftfahrzeugmotoren: Auslegung und Konstruktion, 3.
überarbeitete Auflage, Verlag Technik Berlin, 1995
124 9 Literaturverzeichnis
[50] Langen, P.; Meyer, R.: “Downsizing – Potentiale und Risiken“,
Downsizingkonzepte für Otto- und Dieselmotoren, Haus der Technik, München
2000
[51] Lehmann, K.; Stubbemann, U.; Räse, U.; von Esebeck, G.: “Ein neuartiges
Regelungskonzept für mechanische Lader“, Aufladetechnische Konferenz,
Dresden, 2000
[52] Lehmann, K.; Stubbemann, U.: “Aspekte der Entwicklung mechanischer Lader“,
MTZ 62 (2001) 11, S. 916-922
[53] Liebl, J.; Klüting, M.; Achilles, D.; Munk, F.: “Der neue BMW Achtzylindermotor
mit Valvetronic“, MTZ 62 (2001) 10, S. 826-835
[54] Liebl, J.; Otto, E.; Albrecht, F.; Zinecker, R.: “Die Entwicklung von
Abgasnachbehandlungskonzepten für die zukünftigen Gesetzgebungen, MTZ 58
(1997) 12, S. 728-737
[55] Mayer, M.: “Abgasturbolader: sinnvolle Nutzung der Abgasenergie“, Verl.
Moderne Industrie, 1994
[56] Mayr, B.; Böhme, J.; Fischer, M.: “Variables Aufladungskonzept für
verbrauchsgünstige Ottomotoren mit kleinem Hubraum“, 18. Internationales
Wiener Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12 Nr. 305, 1997, S. 301-326
[57] Meier, E.; Czerwinski, J.; Streuli, A.: “Vergleich verschiedener Aufladesysteme
mit Hilfe von Kenngrößen“, MTZ 51 (1990) 2, S. 54-63
[58] Menne, R. J.: “Mit neuen Technologien bleibt der Ottomotor wettbewerbsfähig“,
MTZ 62 (2001) 6, S. 442
[59] Merker, P. G.; Schwarz, C.: “Technische Verbrennung – Simulation
verbrennungsmotorischer Prozesse“, B. G. Teubner Stuttgart Leipzig Wiesbaden,
2001
[60] Mosemann, D.:“Schraubenverdichter für die Kälte- und Klimatechnik“, Luft- und
Kältetechnik, 6/1994, S. 283-287
[61] Mroz, J.:" Patentschrift DE 3736724", 29.10.87
[62] Neugebauer, S.: “Das instationäre Betriebsverhalten von Ottomotoren –
experimentelle Erfassung und rechnerische Simulation“, Dissertation TU
München, 1996
9 Literaturverzeichnis 125
[63] Neumann, K. H.: “FSI-Motor erreicht beim Wirkungsgrad im Schwachlastbereich
bereits Werte moderner TDI-Motoren“, MTZ 62 (2001) 6, S. 445
[64] N.N.: “ASA TuboMex1“; Internetauftritt der Fa. ASA; www.asa.de, 04/2004
[65] N. N.: “Dieselfahrzeuge“, Internet Quelle: www.Bundesumweltamt.de, Stand:
02.02.2003
[66] N.N.: The Eaton Supercharger, Internet Quelle: www.eaton.com/supercharger,
Stand: 23.01.2002
[67] N.N: “Kleiner Motor ganz groß“, Automobil Industrie, AI 12/2000, S. 40-41
[68] N.N.: “Mercedes SLK 32 AMG“, MOT, 7/2001, S. 17-18
[69] N.N.: Produktbeschreibung der Firma Opcon-Autorotor AB, Stockholm, 2001
[70] N.N.: “Schnell, schneller am schnellsten“, Auto Motor Sport, 11/2002
[71] N.N.: “Vorteile der mechanisch angetriebenen Lader zur Motorenaufladung“,
Internet Quelle: www.wankel-rotary.com /seite1.htm, Stand: 23.01.2002
[72] Offer, T.: “Numerische Lösungskonzepte für die Motorprozess-Simulation“,
Dissertation TU Berlin, 1999
[73] Pflaum, W.; Mollenhauer, K.: “Wärmeübergang in der
Verbrennungskraftmaschine“, Springer Verlag Wien, 1. Auflage 1977
[74] Piatkowski, R.: “Ein Beitrag zur Entwicklung eines Schraubenladers“,
Fortschrittberichte VDI, Reihe 12: Verkehrstechnik/Fahrzeugtechnik, Nr. 187, VDI
Verlag Düsseldorf, 1993
[75] Pischinger, S.:“Die Zukunft des Verbrennungsmotors“, RWTH THEMEN 2/99
[76] Pischinger, S.; Habermann, K.; Yapici, K. I.; Baumgarten, H.; Kemper, H.: “Der
Weg zum konsequenten Downsizing“, MTZ 64 (2003) 5, S. 398-405
[77] Pischinger, S.; Salber, W.; Dilthey, J.; Adomeit, P.; Grünefeld, G.; Brockhaus, M.:
“Ladungsbewegung und Gemischbildung bei Ottomotoren mit voll variabler
Ventilsteuerung“, MTZ 62 (2001) 11, S. 936-945
[78] Pucher, H.; “Aufladung von Verbrennungsmotoren“; Band 133, Kontakt &
Studium Maschinentechnik, ExpertVerlag 1985
126 9 Literaturverzeichnis
[79] Pucher, H.; Offer, T.; v. Rüden, K.; “Methoden und Möglichkeiten der
Motorprozesssimulation bei aufgeladenen Motoren“; Aufladung von
Verbrennungsmotoren, Haus der Technik, Essen 1998
[80] Pucher, H., v. Rüden, K.; “Ottomotorische Aufladekonzepte unter Einsatz eines
Schraubenladers“; VDI-Berichte 1391, VDI-Verlag, Düsseldorf 1998, S. 147-163
[81] Reichenbach, P.: “Analytische Untersuchung zum Downsizing durch mechanische
Aufladung an einem Ottomotor“, Studienarbeit TU Berlin, 2000
[82] Reulein, C.; Schwarz, C.; Witt, A.: “Methodeneinsatz bei der Ermittlung des
Potentials von Downsizing-Motoren“, Downsizingkonzepte für Otto- und
Dieselmotoren, Haus der Technik, München 2000
[83] von Rüden ,K.; Pucher, H.; Nickel, J.: “Supercharging of SI engines using a new
kind of screw-type supercharger”; ASME 2001 Fall Technical Conference,
Chicago 2001, Band 3
[84] Salber, W.;Kemper, H.; van der Staay, F., Esch, T.: “Der elektromechanische
Ventiltrieb – Systembaustein für zukünftige Antriebskonzepte, Teil 1“, MTZ 61
(2000) 12, S. 826-836
[85] Salber, W.;Kemper, H.; van der Staay, F., Esch, T.: “Der elektromechanische
Ventiltrieb – Systembaustein für zukünftige Antriebskonzepte, Teil 2“, MTZ 62
(2001) 1, S. 44-54
[86] Scheele, M.: “Potentialabschätzung zur Verbesserung des indizierten
Wirkungsgrades kleinvolumiger Ottomotoren“, VDI-Bericht Reihe 12 Nr. 408,
Düsseldorf 1999
[87] Schmidt, G.; Liebl, J.: „Senkung der Pkw-CO2-Emission – wirksame Maßnahmen
für alle Betriebsbedingungen“, MTZ 62 (2001) 6, S. 482-489
[88] Schommers, J.; Wolf, K.; Friedmann, W.; Schütz, M.: “Mechanischer
Kreisellader – Ein Konzept zur Anhebung von Drehmoment und Leistung bei
günstigen Kraftstoffverbräuchen“, MTZ 53 (1992) 3, S. 128-135
[89] Schwarz, W.; Müller, N.: “Patentschrift DE 3601528“, 20.01.1986
[90] Schwarzmeier,M.: “Der Einfluss des Arbeitsprozessverlaufs auf den
Reibmitteldruck von Dieselmotoren“ Dissertation, TU München, 1992
[91] Shahed, S. M.; Halsall, P.: ”The effect of boosting on engine size and fuel
economy”, Downsizingkonzepte für Otto- und Dieselmotoren, Haus der Technik,
München 2000
9 Literaturverzeichnis 127
[92] Sievers, I.: “Die Entwicklung des Ottomotors bis 1876“, MTZ 62 (2001) 6, S.434-
437
[93] Sigloch, H.: “Strömungsmaschinen – Grundlagen und Anwendungen“, Hanser
Verlag München Wien, 2 Auflage, 1993
[94] Staib, J.: “Analytische Untersuchung zum Downsizing von Ottomotoren durch
Abgasturboaufladung“, Diplomarbeit, TU Berlin, 2000
[95] Svenningson, K.; Sjölin, U.: ”The history of SRM Screw Compressor
Development”, www.rotor.se/srm/company/back2.asp, April 2004
[96] Tatsutomi, Y.; Yoshizu, K.; Komagamine, M.: “Der Dieselmotor mit Comprex-
Aufladung für den Mazda 626“, MTZ 51 (1990) 3, S. 124-132
[97] Thiele, E.; Merker, G. P.: “Einfluss der Zylinderzahl und Bauart von Pkw-Motoren
auf den mechanischen Wirkungsgrad“, 18. Internationales Wiener
Motorensymposium, VDI Verlag, Reihe 12 Nr. 305, 1997, S. 285-300
[98] Vibe, I.I.: “Brennverlauf und Kreisprozessrechnung von Verbrennungsmotoren“,
VEB-Verlag Technik, Berlin, 1970
[99] Vlaskos, I.: “Der Schraubenlader als Alternative zum Turbolader bei der Aufladung
von PKW-Dieselmotoren“, Dissertation TU Berlin 1995
[100] Vogt, R.: “Die Zukunft des Ottomotors ist auch abseits des Automobils gesichert“,
MTZ 62 (2001) 6, S. 438-439
[101] Voigt, J.: "Saab-Motor mit variabler Verdichtung", KFT, 10/2000, S. 68-69
[102] Wallentowitz, H.: “Verbrauchseinsparungen bei Gewichtsoptimierungen“, MTZ –
Sonderausgabe: Werkstoffe in der Automobilindustrie, September 1999
[103] Willand, J.; Ecke, K.; Henzler, S. Nizzola, C.; Wirbeleit, F.: “Downsizing-
Konzepte im Zielkonflikt zwischen Verbrauch und Anfahrschwäche“,
Downsizingkonzepte für Otto- und Dieselmotoren, Haus der Technik, München
2000
[104] Willenbockel, O.; Quarg, H.: “Neue Wege der Verbrauchsreduzierung - Der Opel
Ecotec Compact Motor“, 18. Internationales Wiener Motorensymposium, VDI
Verlag, Reihe 12 Nr. 305, 1997, S. 191-207
[105] Wolters, P.; Geiger, J.; Baumgarten, H.: “Tumble-Brennverfahren für DI-
Ottomotoren“, MTZ 61 (2000) 11, S. 758-767
128 9 Literaturverzeichnis
[106] Woschni, G.: “Elektronische Berechnung von Verbrennungsmotor-
Kreisprozessen“, MTZ 26 (1965) 11, S. 439-446
[107] Woschni, G.: “Theorie der Verbrennungskraftmaschine- Moderne Methoden zur
Berechnung der Innenvorgänge“, Vorlesungsskript 1993
[108] Woschni, G.; Schwarzmeier, M.; Zeilinger, K.:“Untersuchung des Einflusses des
Arbeitsprozessverlaufes auf den Reibmitteldruck“, FVV-Abschlussbericht, Heft
R 467 (1992)
[109] Wüst, R.: “Der Ottomotor hat eine spannende und hochinteressante Zukunft“, MTZ
62 (2001) 6, S. 444
[110] Zee, M.: “Erstellen eines Modells zur Vorausberechnung der Reibleistung in
Abhängigkeit von der Motorgröße“, Studienarbeit, TU Berlin, 1999
[111] Zellbeck,H.; Friedrich, J.:“Optimierung des dynamischen Verhaltens aufgeladener
Verbrennungsmotoren“, MTZ 62 (2001) 6, S. 474-480
