Detektion und Kompensation der
Auswirkungen nicht-normgerechter
Kraftstoffe auf den Betrieb von
Pkw-Dieselmotoren
Von Diplom-Ingenieur
Florian Ramsperger
aus Berlin
von der Fakultät V - Verkehrs- und Maschinensysteme
der Technischen Universität Berlin
zur Erlangung des akademischen Grades
Doktor der Ingenieurwissenschaften
- Dr.-Ing. -
genehmigte Dissertation
Promotionsausschuss
Vorsitzender: Prof. Dr.-Ing. H. Meyer
Gutachter: Prof. Dr. B. Wiedemann
Gutachter: Prof. Dr.-Ing. H. Pucher
Tag der wissenschaftlichen Aussprache: 09.05.2012
Berlin 2012
D 83
F. Ramsperger
- 3 -
Danksagung
Die vorliegende Arbeit entstand während meiner Tätigkeit als wissenschaftlicher
Mitarbeiter am Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen der TU Berlin. Teile
der experimentellen Untersuchungen wurden im Rahmen des Projekts „HCCI“
vom Zukunftsfonds der Technologiestiftung des Landes Berlin gefördert. Im
Rahmen von gemeinsamen Veröffentlichungen wurden weiterführende Versu-
che von der IAV GmbH gefördert. Für diese Unterstützung möchte ich mich
herzlich bedanken.
Herr Prof. Pucher hat mich mit seinen hohen Qualitätsansprüchen an For-
schung und Lehre nachhaltig geprägt und motiviert eine Promotion an seinem
Fachgebiet anzustreben. Während seiner Zeit als Fachgebietsleiter räumte er
mir großen Gestaltungsspielraum ein. So konnte ich neben der wissenschaftli-
chen Arbeit auch wichtige organisatorische Fähigkeiten erlernen. Auch nach
seiner Pensionierung stand er immer für Fragen und lehrreiche Diskussionen
sowie persönliche Ratschläge zur Verfügung. Ich freue mich daher ganz be-
sonders, dass er diese Arbeit als Gutachter betreut hat und möchte für seine
kritischen aber nie unbegründeten Anmerkungen bedanken.
Nach der Pensionierung von Herrn Prof. Pucher hat Herr Prof. Wiedemann das
Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen übernommen. Ich hatte somit das au-
ßerordentliche Glück zwei große Persönlichkeiten als Doktorvater zu haben, die
mir beide Ihre Prägung mitgegeben haben. Herr Prof. Wiedemann hat das
Fachgebiet in unruhigen Zeiten übernommen und mit seiner außerordentlichen
Erfahrung und Einsatzbereitschaft erhalten. Diese Arbeit wäre ohne seinen un-
ermüdlichen Einsatz für die experimentelle Arbeit nicht in der vorliegenden Qua-
lität möglich gewesen. Ich freue mich, dass Herr Prof. Wiedemann das Hauptre-
ferat zu dieser Dissertation übernommen hat und möchte ihm meinen
herzlichen Dank aussprechen.
Herrn Prof. Meyer danke ich für die Übernahme des Vorsitzes im Promotions-
ausschuss. Ich kenne ihn noch aus meinen ersten Semestern an der TU Berlin
und er ist mir mit seiner positiven Energie und der Fähigkeit andere Menschen
für Maschinenbau zu begeistern in Erinnerung geblieben.
Danksagung
- 4 -
Mein Dank gilt auch den Mitarbeitern des Fachgebiets Verbrennungskraftma-
schinen. Hervorheben möchte ich an dieser Stelle Herrn Lautrich und Herrn
Scherer, die mich jederzeit mit Rat und Tat unterstützt haben. Weiter möchte
ich auch den zahlreichen Studierenden danken, die mit ihren studentischen Ar-
beiten maßgeblich zur Qualität dieser Arbeit beigetragen haben [1-13].
Frau Puschmann, Herr Dr. Brauer und Herr Rempel von der Firma IAV GmbH
haben die Arbeiten zu alternativen Kraftstoffen mit Anregungen und Diskussio-
nen unterstützt. Gemeinsam haben wir ein besseres Verständnis zum Einfluss
der Kraftstoffeigenschaften erarbeitet und dieses auch publiziert. Ich habe un-
sere gemeinsame Zeit und unser kollegiales Miteinander sehr genossen und
möchte mich an dieser Stelle herzlich bedanken.
Meinen Eltern danke ich für die eingeräumte Freiheit, die ich als Kind und Ju-
gendlicher genossen habe. Ich durfte viele Dinge tun und erleben die nicht
selbstverständlich sind und die mich bis heute prägen. Ich bin immer wieder
überrascht von der Begeisterungsfähigkeit meiner Eltern über die Dinge die ich
so mache und über Ihre Fürsorge und Wärme. Ich freue mich nun meine eigene
kleine Familie in unser großes Ganzes einbringen zu können.
Abschließend danke ich meiner Freundin Tanja. Wir gehen nun schon seit vie-
len Jahren gemeinsam durchs Leben und sind seit etwas mehr als einem Jahr
auch glückliche Eltern. Ich freue mich eine Partnerin gefunden zu haben, die ich
innig liebe und auf die ich mich rückhaltlos verlassen kann. Ich bin sehr ge-
spannt, was die Zukunft bringt und dankbar für das bereits Erlebte.
F. Ramsperger
- 5 -
Inhaltsverzeichnis
Danksagung .......................................................................................................3
Inhaltsverzeichnis...............................................................................................5
1 Einleitung........................................................................................................7
1.1
CO
2
-Reduktion im Verkehrssektor...................................................................................7
1.2
Motivation für diese Arbeit................................................................................................9
1.3
Zielsetzung......................................................................................................................11
2 Grundlagen und Stand der Technik.............................................................12
2.1
Aktuelle dieselmotorische Brennverfahren....................................................................12
2.1.1
Allgemeines..........................................................................................................................12
2.1.2
Kennzeichen aktueller dieselmotorischer Brennverfahren .....................................................13
2.1.3
Das diffusionsgesteuerte dieselmotorische Brennverfahren...................................................17
2.1.4
Homogene und teilhomogene dieselmotorische Brennverfahren...........................................19
2.2
Verwendete regelungstechnische Grundlagen und Begriffe........................................25
2.3
Steuerung und Regelung von Pkw-Dieselmotoren.......................................................30
2.3.1
Konventionelle Motorsteuerung von Pkw-Dieselmotoren.......................................................30
2.3.2
Methoden zur Kalibration von Einspritzmengen.....................................................................31
2.3.3
Zylinderdruckbasiertes Motormanagement............................................................................33
2.4
Alternative Kraftstoffe für Dieselmotoren.......................................................................35
2.4.1
Wesentliche Kraftstoffeigenschaften für den Dieselmotor geeigneter Kraftstoffe....................35
2.4.2
Bereitstellung und Verfügbarkeit alternativer Kraftstoffe für Dieselmotoren............................37
2.4.3
Auswirkung alternativer Kraftstoffe auf Brennverfahren und Schadstoffemission ...................39
2.5
Einführung und Definition wesentlicher motorischer Größen.......................................42
3 Versuchsaufbau und Versuchsplanung .......................................................47
3.1
Versuchsaufbau..............................................................................................................47
3.2
Versuchsplanung............................................................................................................53
3.2.1
Versuchsdurchführung und Methodik....................................................................................53
3.2.2
Erster Versuchsabschnitt: Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften....................................54
3.2.3
Zweiter Versuchsabschnitt: Systemidentifikation der Vorverbrennung ...................................57
3.2.4
Dritter Versuchsabschnitt: Motorbetrieb mit Regelung der Vorverbrennung...........................58
4 Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den
Dieselmotorbetrieb.......................................................................................61
4.1
Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den Motorbetrieb bei unterer
Teillast.............................................................................................................................61
4.2
Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den Motorbetrieb bei oberer Teillast..67
4.3
Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den Motorbetrieb bei Nennleistung....73
4.4
Zusammenfassung und Analyse der Auswirkungen der Versuchskraftstoffe..............78
Inhaltsverzeichnis
- 6 -
5 Detektion und Kompensation nicht-normgerechter
Kraftstoffeigenschaften im Dieselmotorbetrieb.............................................79
5.1
Ziele, Voraussetzungen und Grenzen bei Detektion und Kompensation....................79
5.2
Analyse von Regel-, Stell- und Störgrößen...................................................................82
5.2.1
Identifikation und Analyse möglicher Regel- und Stellgrößen.................................................82
5.2.2
Analyse der Störgrößen........................................................................................................88
5.3
Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung..............................................91
5.3.1
Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung für die untere Teillast.......................92
5.3.2
Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung für die obere Teillast........................96
5.4
Manuelle Kompensation abweichender Vorverbrennung.............................................99
5.5
Zylinderdruckbasierte Regelung der Vorverbrennung................................................103
5.5.1
Entwicklung der Regelstrategie...........................................................................................103
5.5.2
Funktionsnachweis der Regelung der Vorverbrennung im Motorbetrieb...............................106
6 Zusammenfassung und Ausblick................................................................111
Abbildungsverzeichnis....................................................................................115
Tabellenverzeichnis........................................................................................119
Formelzeichen ................................................................................................121
Abkürzungen...................................................................................................123
Literaturverzeichnis.........................................................................................125
Anhang............................................................................................................135
A1 Schemazeichnungen des Einzylinder-Prüfstands.........................................................136
A2 Kraftstoffeigenschaften der Versuchskraftstoffe...........................................................140
F. Ramsperger
- 7 -
1 Einleitung
1.1 CO2-Reduktion im Verkehrssektor
Die Verfügbarkeit von Transportkapazität für Güter und Personen ist ein we-
sentlicher Baustein derzeitiger globalisierter Industriegesellschaften. Dies wird
unter anderem durch den deutlichen Anstieg der von Jahr zu Jahr geleisteten
Transportkilometer deutlich. Aktuell werden die Transportmittel zur Bereitstel-
lung dieser Transportkapazität vornehmlich mit fossilen Kraftstoffen betrieben.
Der Transportsektor trägt daher, neben anderen Emittenten, wesentlich zum
globalen CO
2
-Ausstoß bei. Zusätzlich zeigt er einen deutlichen Anstieg in seiner
jährlichen CO
2
-Emission [14-15]. Im Sinne des Klimaschutzes und aufgrund der
Endlichkeit fossiler Ressourcen ist eine Reduktion der CO
2
-Emission des
Transportsektors zwingend erforderlich [16-19]. Um eine solche Reduktion zu
erreichen, bieten sich drei wesentliche Handlungsstränge an:
• Reduktion der geleisteten Transportkilometer
• Effizienzsteigerung bei Transportmitteln und Energiebereitstellung
• Umstieg auf alternative Energieerzeugung und -speicherung
So wichtig die kritische Betrachtung des kontinuierlichen Anstiegs der Trans-
portkilometer auch ist, eine deutliche Reduktion des globalen Mobilitäts- und
Transportaufkommens, oder auch nur eine Begrenzung des Anstiegs, erscheint
zum heutigen Zeitpunkt nicht realistisch. Die Möglichkeiten zur Reduktion der
CO
2
-Emission durch diesen Handlungsstrang sind in unserer heutigen, globali-
sierten Wirtschaft daher stark eingeschränkt.
Die Möglichkeiten zur Reduktion der CO
2
-Emission über eine Effizienzsteige-
rung werden abhängig vom Transportsektor unterschiedlich beurteilt. Für die
individuelle Mobilität erscheint eine Reduktion der CO
2
-Emission, durch zum
Beispiel Downsizing, Hybridisierung oder Elektrifizierung des Antriebsstrangs,
von ca. 20-30% nach Einschätzung von Experten (z.B. [20]) in den nächsten 20
Jahren möglich. Allerdings hängt die somit prognostizierte Effizienzsteigerung
Einleitung
- 8 -
stark von den legislativen und wirtschaftlichen Randbedingungen ab. Bei diesen
handelt es sich im Wesentlichen um die weitere Ausgestaltung der Gesetze zu
Schadstoffgrenzwerten und die Festlegung verbindlicher CO
2
-Flotten-
Emissionen mit den verbundenen Strafen bei einer Überschreitung dieser
Grenzwerte. Zusätzlich zu einer Steigerung bei der Wandlungseffizienz kann
eine Effizienzsteigerung bei der Energiebereitstellung erreicht werden. Für die
Größenordnung dieser Effizienzsteigerung soll und kann an dieser Stelle aller-
dings keine fundierte Abschätzung getroffen werden. Die kombinierte Effizienz
von Energiewandlung in Kraftfahrzeugen und Energiebereitstellung, die beim
sogenannten Well-to-Wheel-Ansatz betrachtet wird, sollte somit in Zukunft deut-
lich gesteigert werden.
Die Bereitstellung und Speicherung von CO
2
-neutraler Energie in für mobile
Anwendungen geeigneter Form wird in der letzten Zeit kontrovers diskutiert. Ak-
tuell treten in den Diskussionen die elektrochemische Speicherung durch Batte-
rietechnik und die chemische Speicherung in zum Beispiel Wasserstoff oder
flüssigen Kohlenwasserstoffen in Konkurrenz, da für sämtliche Speicherformen
eine regenerative und somit nahezu CO
2
-neutrale Energiegewinnung möglich
ist. Bei genauerer Betrachtung ist jedoch festzustellen, dass sich die verschie-
denen Speichertechnologien hinsichtlich der Schadstoffentstehung bei ihrer
Wandlung in kinetische Energie und insbesondere in ihrer Speicherdichte deut-
lich unterscheiden.
Bei der Verwendung von Batterien oder Wasserstoff als Energiespeicher für
Brennstoffzellen und dann jeweils kombiniert mit elektrischen Antrieben, ist eine
schadstofffreie Wandlung der gespeicherten Energie in kinetische Energie mög-
lich. Im Gegensatz dazu führt die Verbrennung von Wasserstoff oder Kohlen-
wasserstoffen in Verbrennungskraftmaschinen unweigerlich zu einer, wenn
auch in den meisten Fällen sehr geringen, Schadstoffentstehung. Allerdings
zeichnen sich insbesondere flüssige Kohlenwasserstoffe durch eine, im Ver-
gleich zur Batterietechnik, ausgesprochen hohe Energiedichte aus.
Diese Unterscheidungsmerkmale führen bei konsequenter Betrachtung zur Auf-
lösung der aktuell wahrgenommenen Konkurrenzsituation zugunsten einer Zu-
ordnung der Speichertechnologien je nach Anwendungsgebiet. Fahrzeuge mit
hoher Anforderung an Reichweite oder Nutzlast werden aller Voraussicht nach
mit chemischen Speichern betrieben werden, während Kurzstreckenfahrzeuge
für den Individualverkehr mit Batterien ausgestattet werden könnten.
Die Voraussetzung für eine Reduktion im CO
2
-Ausstoß durch den vermehrten
Einsatz elektrischer Antriebe ist jedoch die Verwendung von regenerativ er-
zeugtem Strom. Da dieser Strom auch von der bereits bestehenden Infrastruk-
F. Ramsperger
- 9 -
tur für elektrisch angetriebene, schienengebundene Fahrzeuge verwendet wer-
den kann, erscheinen elektrisch betriebene Individualfahrzeuge erst nach der
vollständigen Versorgung der schienengebundenen Fahrzeuge mit regenerativ
erzeugtem Strom sinnvoll.
Da sich das Anwendungsgebiet für Fahrzuge mit elektrischen Speichern nur auf
einen kleinen Teil der zur Zeit eingesetzten Fahrzeuge beschränkt, ist eine
deutliche Reduktion der CO
2
-Emission des gesamten Transportsektors nur un-
ter Einbeziehung regenerativ erzeugter Energie und chemischer Speicher mög-
lich. Hierbei werden aus regenerativen Quellen erzeugte, aus flüssigen Koh-
lenwasserstoffen bestehende Kraftstoffe eine wichtige Rolle spielen. Bei der
Entwicklung dieser Kraftstoffe sollte überprüft werden, inwieweit speziell ange-
passte Kraftstoffe einen schadstoffärmeren und effizienteren Motorbetrieb er-
möglichen.
1.2 Motivation für diese Arbeit
Aufgrund der ausgesprochen unterschiedlichen Rohstoffe und Erzeugungspfa-
de für regenerativ erzeugte Kohlenwasserstoffe entstehen bei deren Bereitstel-
lung Kraftstoffe mit deutlich voneinander und von Dieselkraftstoff abweichenden
Kraftstoffeigenschaften. Je nach verwendetem Verfahren sind die Kraftstoffei-
genschaften allerdings mehr oder weniger frei einstellbar [21-22]. Dies betrifft
insbesondere die Cetanzahl und die Siedelinie der Kraftstoffe. Da die Produkti-
onskapazität der einzelnen Erzeugungspfade, aber auch der verfügbaren Roh-
stoffe, begrenzt ist, wird der Kraftstoffmarkt der Zukunft durch die Verfügbarkeit
vieler unterschiedlicher Kraftstoffe gekennzeichnet sein. Im Sinne einer mög-
lichst hohen CO
2
-Einsparung führt dies zu einem steigenden Anteil von Kraft-
stoffen mit von der DIN-EN 590, der Norm für Tankstellen Dieselkraftstoff, ab-
weichenden Kraftstoffeigenschaften für mobile Anwendungen. Zukünftige Ver-
brennungsmotoren sollten daher einen sicheren und definierten Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ermöglichen und hierbei flexibel auf Änderungen
der Kraftstoffeigenschaften reagieren sowie diese optimal nutzen können.
Die Verwendung von Kraftstoffen mit unterschiedlichen Kraftstoffeigenschaften
schafft neue Herausforderungen für die Motorenentwicklung. So muss sicher-
gestellt werden, dass sowohl die Auslegungslebensdauer des Motors erreicht
wird, als auch negative Auswirkungen auf das Brennverfahren, wie zum Bei-
spiel steigendes Verbrennungsgeräusch oder steigende Abgasemissionen,
vermieden werden. Zusätzlich sollte überprüft werden, ob durch eine Koevoluti-
Einleitung
- 10 -
on von Brennverfahren und den Kraftstoffeigenschaften von sogenannten De-
signerkraftstoffen Motorkonzepte mit niedrigsten Emissionen und/oder verbes-
sertem Wirkungsgrad dargestellt werden können.
Für den Dieselmotor gilt es daher Brennverfahren zu entwickeln, die sich robust
gegenüber Störungen aufgrund abweichender Kraftstoffeigenschaften verhal-
ten. Um dies zu erreichen, müssen Abweichungen im Brennverhalten aufgrund
nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften von der Motorsteuerung während
des Motorbetriebs detektiert und kompensiert werden. Eine solche Detektion
und Kompensation ist insbesondere erforderlich, um die Bestimmungen zur
Überwachung der Abgasemissionen und der damit verbundenen Komponenten
durch die On-Board-Diagnose (OBD1) zu gewährleisten. Zusätzlich hilft eine
solche Funktionalität, Fahrzeuge für den grenzüberschreitenden Verkehr zu er-
tüchtigen, der einen Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffqualitäten bedeuten
kann. Ein weiterer Vorteil einer Methode zur Detektion und Kompensation von
Kraftstoffeinflüssen ist ein geringerer Applikationsaufwand für Regionen mit un-
terschiedlichen Kraftstoffspezifikationen, wie zum Beispiel den USA.
Abschließend kann eine solche Methode durch die Berücksichtigung weiterer
serienrelevanter Störgrößen, wie zum Beispiel der Serienstreuung bei Injekto-
ren, zu einer verbesserten Stabilität heutiger Brennverfahren beitragen.
1
Im Rahmen der OBD müssen der Verbrennungsmotor und wesentliche Komponenten der
Abgasnachbehandlung überwacht werden, um eine Überschreitung der gesetzlichen Ab-
gasgrenzwerte zu verhindern. Wird eine Fehlfunktion festgestellt, muss dieses über eine
Signallampe angezeigt werden. Bei einer andauernden Störung muss das Fahrzeug stillge-
legt werden [23-24].
F. Ramsperger
- 11 -
1.3 Zielsetzung
Ziel dieser Arbeit sind die Detektion nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaf-
ten und die Kompensation ihrer Auswirkungen auf das Brennverfahren im Be-
trieb eines Pkw-Dieselmotors.
Um dieses Ziel zu erreichen, sollen zunächst die Kraftstoffeigenschaften mit
wesentlichem Einfluss auf das dieselmotorische Brennverfahren im Rahmen
von Motorversuchen identifiziert werden. Basierend auf diesen Ergebnissen soll
herausgearbeitet werden, welche Auswirkungen auf das Brennverfahren mit Hil-
fe welcher Sensoren detektiert und über welche Regeleingriffe kompensiert
werden können.
Abschließend soll eine Methode präsentiert werden, die eine vom Sollzustand
abweichende Verbrennung der während der Voreinspritzung eingespritzten
Kraftstoffmenge aufgrund nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften im Mo-
torbetrieb detektiert und das Brennverfahren über einen Regeleingriff weitge-
hend gleichstellt. Diese Methode soll mit Blick auf ihre Serientauglichkeit entwi-
ckelt werden und soll neben nicht-normgerechten Kraftstoffeigenschaften auch
weitere Störgrößen auf das Brennverfahren, wie zum Beispiel eine Änderung
der Umgebungstemperatur oder eine Alterung der Einspritzdüsen, kompensie-
ren können.
Grundlagen und Stand der Technik
- 12 -
2 Grundlagen und Stand der Technik
2.1 Aktuelle dieselmotorische Brennverfahren
2.1.1 Allgemeines
In diesem Abschnitt werden die wesentlichen Eigenschaften aktueller dieselmo-
torischer Brennverfahren kurz beschrieben. Zusätzlich wird verdeutlicht, wie ex-
akt die Abstimmung dieser Brennverfahren ist und wie sensitiv diese somit auf
Störungen reagieren. Für eine umfassende Einführung in die dieselmotorischen
Brennverfahren und auch weitere Aspekte von Verbrennungsmotoren wird an
dieser Stelle auf die verfügbare Literatur, wie zum Beispiel [25-26], verwiesen.
Für die Entwicklung von Brennverfahren für Dieselmotoren gelten je nach Moto-
renkategorie unterschiedlich gewichtete Anforderungen. Für Pkw-
Dieselmotoren sind dies die Schadstoffemissionen, das Verbrennungsge-
räusch, die Leistungsdichte und der Wirkungsgrad. Insbesondere bei der hohen
Gewichtung des Verbrennungsgeräuschs unterscheidet sich das Brenn-
verfahren dieser Motorenkategorie deutlich von anderen Motorenkategorien,
wie zum Beispiel den Nutzfahrzeugmotoren. Die Aussagen der vorliegenden
Arbeit zum Brennverfahren, der Detektion von Abweichungen und deren Kom-
pensation werden aus diesem Grund im Wesentlichen für Pkw-Dieselmotoren
getroffen. Da die Schlussfolgerungen im Rahmen dieser Arbeit in der Regel ab-
hängig vom Lastzustand des Motors getroffen werden, sind diese meist von all-
gemeiner Gültigkeit und somit auch auf andere Kategorien von Dieselmotoren
übertragbar. Auf Unterschiede zwischen den Applikationsstrategien der ver-
schiedenen Motorenkategorien, insbesondere hinsichtlich des Verbrennungsge-
räuschs, wird im Rahmen dieser Arbeit nicht eingegangen.
Bei der dieselmotorischen Brennverfahrensentwicklung wird, mit der diffusions-
gesteuerten und der homogenen Verbrennung, zwischen zwei grundsätzlich un-
terschiedlichen Brennverfahrens-Ansätzen unterschieden. Da die Kraftstoffei-
F. Ramsperger
- 13 -
genschaften den ungewollten Übergang vom einen in das andere Brennverfah-
ren verursachen können, werden beide Brennverfahren in den Abschnitten
2.1.3 und 2.1.4 kurz vorgestellt.
Aktuelle Brennverfahren für Pkw-Dieselmotoren sind im Wesentlichen durch fol-
gende Merkmale gekennzeichnet:
• Aufladung,
• Abgasrückführung (AGR),
• Ladungsbewegung und Brennraumgestaltung,
• Hohe Einspritzdrücke in Kombination mit kleinen Düsenbohrungen,
• Mehrfacheinspritzung.
2.1.2 Kennzeichen aktueller dieselmotorischer Brennverfahren
Aufladung
Der Begriff Aufladung beschreibt die Versorgung des Motors mit Luft von, ge-
genüber der Umgebung, erhöhter Dichte. Die hierdurch gegenüber dem Saug-
betrieb zusätzlich bereitgestellte Luftmasse kann für unterschiedliche Maßnah-
men verwendet werden. Beim dieselmotorischen Brennverfahren wird die
zusätzliche Luftmasse zum einen zum Verbrennen von zusätzlichem Kraftstoff
verwendet, um den Mitteldruck und somit die maximale Leistung und teilweise
auch den effektiven Wirkungsgrad zu steigern. Wird über diese Maßnahme ein
großvolumiger Motor durch einen hubraumkleineren Motor derselben Leistung
ersetzt, wird dieses üblicherweise als Downsizing bezeichnet. Zum anderen
kann die zusätzliche Luftmasse verwendet werden, um das Verbrennungsluft-
verhältnis zu erhöhen und so geringere Schadstoffemissionen darzustellen. Da
sich beide genannten Maßnahmen in gegenseitiger Konkurrenz befinden, muss
je nach Anwendungs- und Kennfeldbereich entschieden werden, wozu die
durch die Aufladung zusätzlich bereitgestellte Luftmasse verwendet wird. Ins-
besondere ist bei steigender Abgasrückführrate (AGR-Rate) ein steigender La-
dedruck für konstantes Verbrennungsluftverhältnis und konstante Last erforder-
lich. Hohe AGR-Raten bei akzeptabler Leistungsdichte werden daher durch die
Aufladung erst ermöglicht.
Um der Forderung nach einem möglichst hohen effektiven Wirkungsgrad des
Motors nachzukommen, werden heutzutage zur Aufladung von Dieselmotoren
nahezu ausschließlich Abgasturbolader eingesetzt. Diese zeichnen sich durch
Grundlagen und Stand der Technik
- 14 -
die Nutzung der aus, was im Gegensatz zur mechanischen Aufladung2 den ef-
fektiven Wirkungsgrad erhöht. Gasdynamische Aufladeaggregate, wie zum Bei-
spiel der Comprex-Lader [27-29], werden in Forschung- und Entwicklung zwar
betrachtet, haben aber aufgrund von Schwierigkeiten im dynamischen Betrieb
und einem geringen maximal möglichen Druckverhältnis bisher keine Relevanz
am Markt gewinnen können.
Die Abgasturboaufladung wird heutzutage, aus Gründen des besseren An-
sprechverhaltens oder niedriger Schadstoffemissionen im dynamischen Betrieb,
zunehmend mit variabler Turbinengeometrie oder als geregelte zweistufige Auf-
ladung ausgeführt. Es sind aber weiterhin auch noch viele einstufige Systeme
mit einer Ladedruckregelung über ein so genanntes Wastegate3 im Einsatz.
Abgasrückführung
Unter Abgasrückführung (AGR) wird das Zurückleiten von Abgas des Verbren-
nungsmotors in den Brennraum verstanden. Die Abgasrückführung erhöht so-
mit den Inertgasanteil und die spezifische Wärmekapazität des Arbeitsgases im
Brennraum. Für einen konstanten Ladedruck und Liefergrad wird mit steigender
AGR-Rate das Verbrennungsluftverhältnis verkleinert, da das Zylindervolumen
zu Teilen mit Abgas gefüllt wird. Insbesondere bei der Verwendung von gekühl-
tem Abgas kann die maximale Zylindertemperatur deutlich verringert werden,
was zu geringeren Stickoxidemissionen und geringerer Bauteilbelastung führt.
Bei der Abgasrückführung werden die Varianten interne und externe Abgas-
rückführung unterschieden. Interne Abgasrückführung beschreibt die Steuerung
der Abgasmenge direkt im Zylinder. Hierzu werden die Steuerzeiten von Ein-
und Auslassventil so gewählt und gegebenenfalls während des Betriebs ange-
passt, dass sich die gewünschte AGR-Rate einstellt. Bei der externen Abgas-
rückführung wird das Abgas über spezielle Klappen oder Ventile von der Ab-
gasleitung in den Ansaugtrakt geleitet. Der Vorteil der externen
Abgasrückführung liegt dabei in der Möglichkeit das zurückgeführte Abgas zu
kühlen. Allerdings ist die externe Abgasrückführung im Vergleich zur internen
Abgasrückführung deutlich langsamer in der Reaktion auf Stelleingriffe.
2
Mechanische Aufladung: Das Aufladeaggregat, bevorzugt ein Verdrängungslader, wird me-
chanisch vom Motor angetrieben. Dies erfolgt in der Regel über ein Riemen- oder Zahnrad-
getriebe von der Kurbelwelle aus.
3
Wastegate: Bypassklappe an der Turbine eines Turboladers. Dient zur Ladedruckregelung
über die Regelung der Turbinenleistung. Das Wastegate wird heutzutage in der Regel kenn-
feldbasiert gesteuert.
F. Ramsperger
- 15 -
Bei der externen Abgasrückführung wird zudem zwischen Hochdruck- und Nie-
derdruck-Abgasrückführung unterschieden. Hochdruck-Abgasrückführung be-
schreibt ein System mit Entnahme von Abgas vor der Turbine und Rückführung
nach dem Verdichter des Abgasturboladers. Niederdruck-Abgasrückführung
demgegenüber beschreibt die Entnahme von Abgas nach der Turbine und die
Einleitung vor dem Verdichter. Je nach Druckgefälle muss bei dieser Variante
der Abgasrückführung häufig zusätzlich eine Drosselklappe im Abgastrakt vor-
gesehen werden, um eine ausreichend hohe AGR-Rate sicherzustellen.
Die Abgasrückführung wird beim Dieselmotor hauptsächlich zur Reduktion der
Stickoxid-Rohemission eingesetzt. Da bei steigender AGR-Rate zusätzlich die
Umsatzrate der Verbrennung sinkt, mindert die Abgasrückführung auch das
Verbrennungsgeräusch. Allerdings steigen bei steigender AGR-Rate die Roh-
emissionen von unverbrannten Kohlenwasserstoffen (HC) und Kohlenmonoxid
(CO). Zusätzlich verringert die externe Abgasrückführung den indizierten Wir-
kungsgrad, da der Anteil des zurückgeführten Abgases erneut zu den La-
dungswechselverlusten beiträgt. Gewöhnlich wird dieser Effekt jedoch der Ver-
ringerung der NO
x
-Rohemission untergeordnet, was sich in AGR-Raten bis ca.
40% bei aktuellen dieselmotorischen Brennverfahren äußert.
Ladungsbewegung und Brennraumgestaltung
Der Einlasskanal aktueller Dieselmotoren wird normalerweise so ausgeführt,
dass dem einströmenden Arbeitsgas eine Drehbewegung um die Zylinderachse
aufgeprägt wird. Diese, „Drall“ genannte, Ladungsbewegung stellt sicher, dass
auch große Einspritzmassen ohne Wandauftrag in den Zylinder eingebracht
werden können. Dies wird über eine Verlängerung des Strahlkeulenwegs durch
eine Krümmung entlang der Ladungsbewegungsrichtung erreicht. Zusammen
mit einer angepassten Brennraumgestaltung, zum Beispiel mit ω-Mulde, und
der Auslegung der Einspritzdüse hinsichtlich Konizität, Strahlwinkel und Höhen-
lage, stellt die Ladungsbewegung eine gute Strahlaufbereitung sicher. Diese
führt zu einer verkürzten Brenndauer und ermöglicht so Dieselmotoren mit ho-
hem indizierten Wirkungsgrad und hohen Drehzahlen. Das Niveau der La-
dungsbewegung um die Zylinderachse wird durch die Drallzahl beschrieben.
Da mit steigender Drallzahl eine größere Ladungswechselarbeit erforderlich ist,
und eine hohe Drallzahl zudem einem hohen Liefergrad entgegensteht, sind ak-
tuelle Vierventilmotoren zumeist mit je einem Drall- und einem Füllkanal pro Zy-
linder ausgeführt. In Abhängigkeit von Last und Drehzahl wird eine Klappe betä-
tigt, die die Aufteilung des Luftmassenstroms zwischen Drall- und Füllkanal
Grundlagen und Stand der Technik
- 16 -
steuert. So kann eine hohe Ladungsbewegung in der Teillast mit hohem Liefer-
grad und hohem Wirkungsgrad bei höheren Lasten kombiniert werden.
Hohe Einspritzdrücke in Kombination mit kleinen Düsenbohrungen
Um die in den Abgasgrenzwerten gesetzlich vorgeschriebenen, niedrigen Parti-
kelemissionen bei minimaler Regenerationshäufigkeit des Partikelfilters zu er-
reichen, wird der maximale Einspritzdruck seit Jahren kontinuierlich erhöht. In-
zwischen wurden sowohl bei Nfz-, als auch bei Pkw-Dieselmotoren maximale
Einspritzdrücke von über 2000 bar erreicht. Die Kombination hoher Einspritz-
drücke mit immer kleineren Düsenlöchern ermöglicht eine hohe Zerstäubungs-
güte, auch in der Teillast, bei gleichzeitiger Volllastfähigkeit, die durch den ma-
ximalen Durchfluss durch die Düsenlöcher begrenzt sein kann.
Da die Bereitstellung des Einspritzdrucks über eine vom Motor angetriebene
Einspitzpumpe erfolgt, führt die mit steigendem Einspritzdruck verbundene Er-
höhung der Einspritzpumpenleistung zu einem sinkenden mechanischen Wir-
kungsgrad des Motors. Aus diesem Grund ist bei aktuellen Common-Rail-
Systemen zum einen die Kraftstofffördermenge über eine Zumesseinheit regel-
bar, zum anderen der Druck im Hochdruckspeicher mit einem Regelventil ein-
stellbar. So kann der geforderte Einspritzdruck bei minimal notwendiger Pum-
penleistung eingestellt werden. Bei der Applikation des Motors wird dann, je
nach Kennfeldbereich, ein Einspritzdruck festgelegt, der dem Zielkonflikt zwi-
schen Rußemission, Verbrennungsgeräusch und Wirkungsgrad bestmöglich
genügt.
Mehrfacheinspritzung
Die für die Reduktion des Verbrennungsgeräuschs entwickelte Voreinspritzung
ist seit längerer Zeit Stand der Technik in Pkw-Dieselmotoren. Der Konditionie-
rung des Brennraums über die Voreinspritzung und Verbrennung kleiner Men-
gen Kraftstoff kommt im Zielkonflikt zwischen Verbrennungsgeräusch und Ruß-
emission eine entscheidende Bedeutung zu.
Neben Voreinspritzungen werden bei aktuellen Brennverfahren vermehrt Nach-
einspritzungen zur Beschleunigung des Rußabbrands in späten Phasen der
Verbrennung und zur Erhöhung der Abgastemperatur eingesetzt. Diese Erhö-
hung der Abgastemperatur wird zur Regeneration von Partikelfiltern oder zum
schnellen Aufheizen von Komponenten der Abgasnachbehandlung eingesetzt.
Je nach Anforderungen kommen inzwischen mehrere Vor- und Nacheinsprit-
F. Ramsperger
- 17 -
zungen zum Einsatz, wobei die gewählte Einspritzstrategie häufig über den
Kennfeldbereich des Motors und abhängig von den Umgebungsbedingungen
variiert wird. Bei dieser Abstimmung werden Voreinspritzungen vornehmlich im
unteren Kennfeldbereich eingesetzt, da dort das Verbrennungsgeräusch von
besonderer Relevanz ist. Weiter werden seit einiger Zeit Methoden zur Ein-
spritzratenverlaufsformung untersucht, die geringste Ruß- und Stickoxidemissi-
onen bei niedrigem Verbrennungsgeräusch ermöglichen.
Da zu kleine Voreinspritzmengen nicht zum Zünden gebracht werden können
und zu große Voreinspritzmengen den Wirkungsgrad vermindern und die
Schadstoffemissionen erhöhen können, muss die Voreinspritzmenge genau
eingestellt werden und darf nur geringen Zyklenschwankungen im Motorbetrieb
unterliegen. Darüber hinaus muss sichergestellt werden, dass die einmal defi-
nierte Voreinspritzmenge auch über die Lebenszeit des Motors eingehalten
wird. Hierzu dienen neben einer gewissenhaften Applikation die in 2.3.2 vorge-
stellten Methoden zur Kalibration von Einspritzmengen.
2.1.3 Das diffusionsgesteuerte dieselmotorische Brennverfahren
Das diffusionsgesteuerte dieselmotorische Brennverfahren wird heutzutage in
Dieselmotoren aller Motorenkategorien fast ausschließlich verwendet. Es ver-
bindet ein geringes Verbrennungsgeräusch mit niedrigen HC-und CO-Emissio-
nen. Zusätzlich lässt es sich über die Wahl von Einspritzbeginn und neuerdings
auch Einspritzrate sehr gut steuern. Da der bei innerer Gemischbildung verhält-
nismäßig lange Zündverzug zu einer verzögerten Umsetzung des eingespritz-
ten Kraftstoffmassenstroms führt, entkoppelt dieser die Einspritzrate von der
Brennrate. Bei längerem Zündverzug wird eine größere Menge Kraftstoff in den
Zylinder eingespritzt, die erst nach dem Zündverzug des ersten eingespritzten
Teilchens nahezu schlagartig verbrennt. Dies führt zu einem hohen Gradienten
des Zylinderdrucks, welcher zu einem hohen Verbrennungsgeräusch beiträgt.
Grundsätzlich wird beim diffusionsgesteuerten Brennverfahren daher ein mög-
lichst kurzer Zündverzug angestrebt. Dieser wird in der Regel durch die Anwen-
dung von Voreinspritzungen und ein möglichst hohes Verdichtungsverhältnis,
soweit es die Stickoxidrohemission ermöglicht, erreicht.
Da die Diffusionsverbrennung normalerweise mit Zonen lokalen Luftmangels
einhergeht, ist sie immer mit einer, im Vergleich zur homogenen Verbrennung,
hohen Rußemission verbunden. Zusätzlich fördert die für einen kurzen Zünd-
verzug notwendige, hohe Zylindertemperatur eine hohe Verbrennungsspritzen-
temperatur. Dies kann je nach Brennverfahrens-Abstimmung zu einer erhöhten
Grundlagen und Stand der Technik
- 18 -
NO
x
-Emission führen. Maßnahmen, die diese erhöhte NO
x
-Emission senken,
führen fast ausschließlich zu einer Erhöhung der Rußemission. Dieses Verhal-
ten wird als Ruß-NO
x
-Zielkonflikt bezeichnet und ist wesentlich für die Ausle-
gung des diffusionsgesteuerten Brennverfahrens.
Mit der Einführung zunehmend strengerer Partikel- und NO
x
-Grenzwerte im
Rahmen der Emissionsgesetzgebung wird die Auslegung des Brennverfahrens
innerhalb des Ruß-NO
x
-Zielkonflikts immer bedeutender. In einem ersten Ent-
wicklungsschritt führte dies zu einer Absenkung des Verdichtungsverhältnisses
für die diffusionsgesteuerten dieselmotorischen Brennverfahren. Dies ermög-
licht eine Steigerung der Leistungsdichte und senkt die Stickoxidemissionen, da
mit diesem Schritt die maximalen Zylindertemperaturen für konstante Last ge-
senkt werden. Letztendlich motivierten diese Überlegungen die Arbeiten zu ho-
mogenen und teilhomogenen Brennverfahren, die im folgenden Abschnitt kurz
eingeführt werden.
Ein alternatives Verfahren zur Lösung des Zielkonflikts zwischen Stickoxid-
Emission und Wirkungsgrad wurde von Mazda in der aktuellen Skyactive Moto-
renreihe vorgestellt, welche einen konsequenten Derating-Ansatz4 verfolgt und
einen Übergang zur teilhomogenen Verbrennung darstellt.
4
Derating: Eine Auslegungsstrategie für Verbrennungsmotoren, bei der relativ niedrige maxi-
male Zylinderdrücke angestrebt werden. Dies wird über ein reduziertes Verdichtungsverhält-
nis erreicht. Hierbei wird angestrebt, die auftretenden Wirkungsgradnachteile durch geringe-
re Reibung zu kompensieren. Für den Kaltstart wird interne Abgasrückführung eingesetzt.
Das Derating ermöglicht somit geringste Stickoxid-Rohemissionen und steht im Gegensatz
zum weitaus geläufigeren Downsizing.
F. Ramsperger
- 19 -
2.1.4 Homogene und teilhomogene dieselmotorische Brennverfahren
Homogene und teilhomogene dieselmotorische Brennverfahren zeichnen sich
durch eine willentliche Verlängerung des Zündverzugs aus. Diese führt zu einer
verstärkten Durchmischung von Luft- und Kraftstoffteilchen und reduziert somit
den Anteil an Zonen mit lokalem Luftmangel. Je nach Grad der Homogenisie-
rung werden die Brennverfahren als homogene oder teilhomogene Brennver-
fahren bezeichnet, wobei ein fließender Übergang zwischen diesen Brennver-
fahren und der diffusionsgesteuerten Verbrennung besteht. Dieser Übergang
zwischen den Brennverfahren wird durch die Länge des Zündverzugs ausge-
löst. Da dieser relativ empfindlich auf die Zylindertemperatur reagiert, reicht im
unteren Kennfeldbereich bereits das Weglassen der Voreinspritzung, um ein
diffusionsgesteuertes Brennverfahren in ein teilhomogenes Brennverfahren zu
überführen. Aus diesem Grund können auch Kraftstoffeigenschaften wie die
Cetanzahl oder die Verdampfungseigenschaften, welche ein Ausbleiben der
Vorverbrennung5 verursachen können, zu einer Änderung des Brennverfahrens
führen. Diese Änderung ist normalerweise mit einem deutlich abweichenden
Emissions- und Geräuschverhalten verbunden.
Die Verlängerung des Zündverzugs wird in aller Regel über ein niedriges Ver-
dichtungsverhältnis, hohe AGR-Raten und das Weglassen von Voreinspritzun-
gen erreicht. Zudem wird der Kraftstoff entweder sehr früh oder sehr spät und
somit bei einer niedrigen Zylindertemperatur eingespritzt. Um einen Wandauf-
trag zu vermeiden wird die Einspritzung häufig in viele einzelne Einspritzungen
aufgeteilt. Häufig werden die homogenen und teilhomogenen dieselmotorischen
Brennverfahren anhand der gewählten Einspritzstrategie unterteilt, wenngleich
es keine allgemein akzeptierte Klassifizierung gibt [30].
Aufgrund der Reduktion von Zonen mit lokalem Luftmangel können mit homo-
genen und teilhomogenen Brennverfahren niedrigste Rußemissionen realisiert
werden. Da in aller Regel aufgrund einer stärkeren Verteilung der Verbren-
nungszone im Brennraum auch die lokale Verbrennungsspitzentemperatur
sinkt, lässt sich dies bei niedrigen NO
x
-Emissionen erreichen. Das Brennverfah-
ren schafft es somit den herkömmlichen Ruß-NO
x
-Zielkonflikt aufzulösen. Im
Gegensatz zum diffusionsgesteuerten dieselmotorischen Brennverfahren zei-
gen homogene und teilhomogene dieselmotorische Brennverfahren allerdings
eine stark erhöhte HC- und CO-Emission und ein hohes Verbrennungsge-
5
Vorverbrennung: Im Kontext dieser Arbeit wird der Begriff Vorverbrennung für die Verbren-
nung der Voreinspritzmenge verwendet. Siehe hierzu auch Abschn. 2.5, in dem die verwen-
deten Bezeichnungen eingeführt werden.
Grundlagen und Stand der Technik
- 20 -
räusch. Da Maßnahmen zur Senkung des Verbrennungsgeräuschs in aller Re-
gel aber mit einer (weiteren) Erhöhung der HC- und CO Emission einhergehen,
wird der Zielkonflikt zwischen Verbrennungsgeräusch und CO-Emission als
maßgeblich für diese Brennverfahren angesehen [31-33].
Da die homogenen und teilhomogenen dieselmotorischen Brennverfahren für
ihre Funktion zwingend auf einen ausreichend langen Zündverzug angewiesen
sind, bleibt deren Anwendungsbereich auf den niedrigen Last- und Drehzahlbe-
reich beschränkt. Zu höheren Lasten steigt die Zylindertemperatur, was zu einer
Abnahme des Zündverzugs führt. Mit steigenden Drehzahlen reicht die für die
Homogenisierung zur Verfügung stehende Zeit nicht mehr aus. Daher müssen
homogene und teilhomogene Brennverfahren stets mit diffusionsgesteuerten
klassischen Brennverfahren für höhere Lasten kombiniert werden. Für die Mo-
torauslegung bedeutet dies, dass unter anderem die Brennraumgeometrie und
die Einspritzdüsenauslegung für beide Brennverfahren geeignet sein müssen.
Da sich die Anforderungen homogener und diffusionsgesteuerter Brennverfah-
ren an die Motorauslegung aber deutlich unterscheiden, ist eine für beide Ver-
fahren zufriedenstellende Auslegung nicht oder nur ungenügend zu erreichen.
Im Gegensatz zu den homogenen Brennverfahren sind die Anforderungen teil-
homogener Brennverfahren an die Motorauslegung denen des diffusionsge-
steuerten Brennverfahrens deutlich ähnlicher. Eine Kombination von teilhomo-
genem und diffusionsgesteuertem Betrieb ist daher eher möglich. Um die
niedrigen Partikelemissionen für weite Kennfeldbereiche darstellen zu können,
ist die Anhebung der Lastgrenze ein wesentlicher Aspekt bei der Entwicklung
von homogenen und teilhomogenen Brennverfahren. Dies kann über ein gerin-
geres Verdichtungsverhältnis, Kraftstoffe mit niedrigerer Cetanzahl oder höhe-
rer Flüchtigkeit sowie externe Gemischbildung erreicht werden [31, 33-38].
Mit der beabsichtigten Verlängerung des Zündverzugs wird die Steuerung der
homogenen und teilhomogenen dieselmotorischen Brennverfahren weitgehend
von der zeitlichen Lage der Einspritzung entkoppelt. Hierbei steigt der Grad der
Entkopplung mit dem Grad der Homogenisierung. Dieser Zusammenhang führt
dazu, dass die homogenen und die teilhomogenen dieselmotorischen Brennver-
fahren im Wesentlichen über den Gaszustand im Zylinder gesteuert werden.
Dieser reagiert deutlich langsamer auf Stelleingriffe und ist zudem von weiteren
Größen, wie der AGR-Rate abhängig. Die Steuerung homogener und teilhomo-
gener Brennverfahren ist somit deutlich schwieriger als die herkömmlicher
Brennverfahren [39].
Aktuell ist noch kein Durchbruch bei der Entwicklung homogener und teilhomo-
gener dieselmotorischer Brennverfahren erreicht, weshalb diese noch nicht zum
F. Ramsperger
- 21 -
Serieneinsatz gekommen sind. Allerdings sind die bislang bei der Entwicklung
dieser Brennverfahren gewonnenen Erkenntnisse zum Zusammenhang von
Zündverzug und Partikelemission sehr wertvoll. Diese Erkenntnisse werden bei
der Applikation von diffusionsgesteuerten Brennverfahren eingesetzt, von de-
nen in manchen Kennfeldbereichen dann durchaus auch von teilhomogenen
Brennverfahren gesprochen werden kann.
Applikation dieselmotorischer Brennverfahren
Zur Ermittlung der gesetzlich relevanten Emissionen eines Pkw, muss dieser
den gesetzlich vorgeschriebenen Abgastest auf einem Rollenprüfstand absol-
vieren. Der dabei zu durchfahrende Abgastestzyklus liegt als ein Geschwindig-
keits-Zeit-Profil vor, welches für unterschiedliche Regionen der Erde unter-
schiedlich definiert ist. Je nach Motor-Fahrzeug-Kombination und
Abgastestzyklus werden beim Durchfahren des Abgastestzyklus unterschiedlich
hohe Antriebsmomente und somit unterschiedlich hohe Lasten des Motors be-
nötigt. In den meisten Fällen tritt ein Betrieb bei niedrigen Lasten und niedrigen
Drehzahlen besonders häufig auf, während ein Betrieb bei Volllast kaum auftritt.
Die Aufgabe der Applikation ist es, die Motor-Fahrzeug-Kombination so abzu-
stimmen, dass die Abgasgrenzwerte eingehalten und Kundenanforderungen,
wie zum Beispiel eine geforderte Fahrdynamik oder ein maximal zulässiges
Verbrennungsgeräusch, erfüllt werden. Zusätzlich muss die, im Rahmen der
Flottenstrategie des Fahrzeugherstellers, für das Fahrzeug festgelegte CO
2
-
Emission eingehalten werden.
Aufgrund dieser unterschiedlichen Anforderungen treten bei der Abstimmung
eines Dieselmotors mehrere Zielkonflikte auf. Manche dieser Zielkonflikte kön-
nen auf verschiedene Kennfeldbereiche aufgeteilt und somit entschärft werden.
Trotzdem bleiben einige wesentliche Zielkonflikte bestehen. Dies trifft insbe-
sondere für den abgaszyklusrelevanten Kennfeldbereich zu. In diesem Kenn-
feldbereich haben sowohl das vom Kunden geforderte niedrige Verbrennungs-
geräusch, als auch die gesetzlich vorgeschriebenen Schadstoffemissionen und
eine niedrige CO
2
-Emission eine hohe Priorität.
Über das Einstellen des Zündverzugs durch Voreinspritzungen lassen sich so-
wohl das Verbrennungsgeräusch, als auch die Rußemission beeinflussen. Mit
steigendem Zündverzug steigt hierbei das Verbrennungsgeräusch, während die
Rußemission sinkt. Abhängig vom Emissionskonzept, welches auch die Abgas-
nachbehandlung einschließt, wird im Rahmen der Applikation festgelegt, welche
Voreinspritzstrategie in welchem Kennfeldbereich verwendet wird.
Grundlagen und Stand der Technik
- 22 -
35% 1.0 mg 1.2 mg
43% 1.0 mg 1.2 mg
35% - -
43% - -
n
M
= 1650 min
-1
p
mi_HD
= 4.5 bar
p
Rail
= 725 bar
Graph AGR VE1 VE2Konstante Größen Marker λ
v VSP
2.0 368°KW
1.8 368°KW
2.0 368°KW
1.8 368°KW
p
vE
= 1.000 bar
T
vE
= 60°C
Zündverzug
τZV in ms
0.0
0.5
1.0
1.5
2.0
NO
x
in g/kWh
0.0 0.5 1.0 1.5 2.0
Ruß in g/kWh
0.0
0.1
0.2
0.3
0.4
NO
x
in g/kWh
0.0 0.5 1.0 1.5 2.0
EU4 Referenz
EU6 Ziel
Abb. 2-1: Variation der Voreinspritzstrategie zur Reduktion der Partikelemission
[32]
Beispielhaft für diesen Vorgang ist der Einfluss einer Variation der Voreinspritz-
strategie in Abb. 2-1 dargestellt. Das Weglassen der Voreinspritzung, wie in den
Graphen mit den kreisförmigen Markern dargestellt, führt zu einer deutlichen
Reduktion der Rußemission auf ein Niveau nahe null. Diese Reduktion wird
über eine Verlängerung des Zündverzugs und somit eine verbesserte Ge-
mischhomogenisierung erreicht. Das Brennverfahren wird hierbei von diffusi-
onsgesteuert zu teilhomogen geändert.
F. Ramsperger
- 23 -
35% 1.0 mg 1.2 mg 2.0
35% - - 2.0
43% - - 1.8
50% - - 1.5
54% - - 1.4
Marker AGR VE1 VE2 λ
v
n
M
= 1650 min
-1
p
mi_HD
= 4.5 bar
p
Rail
= 725 bar
Konstante Größen
p
vE
= 1.000 bar
T
vE
= 60°C
VSP = 368°KW
Verbrennungs-
instabilität in %
0
1
2
3
NO
x
in g/kWh
0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0
b
i
in g/kWh
200
210
220
230
HC in g/kWh
0
1
2
3
CO in g/kWh
0
10
20
30
NO
x
in g/kWh
0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0
Noise in dB(A)
78
83
88
93
98
Ruß in g/kWh
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20 EU4 Referenz
EU6 Ziel
35% 1.0 mg 1.2 mg 2.0
35% - - 2.0
43% - - 1.8
50% - - 1.5
54% - - 1.4
Marker AGR VE1 VE2 λ
v
n
M
= 1650 min
-1
p
mi_HD
= 4.5 bar
p
Rail
= 725 bar
Konstante Größen
p
vE
= 1.000 bar
T
vE
= 60°C
VSP = 368°KW
Verbrennungs-
instabilität in %
0
1
2
3
NO
x
in g/kWh
0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0
b
i
in g/kWh
200
210
220
230
HC in g/kWh
0
1
2
3
CO in g/kWh
0
10
20
30
NO
x
in g/kWh
0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0
Noise in dB(A)
78
83
88
93
98
Ruß in g/kWh
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20 EU4 Referenz
EU6 Ziel
Abb. 2-2: Möglichkeiten und Grenzen des PCCI-Brennverfahrens [32]
Die Ergebnisse einer Variation der AGR-Rate (Abb. 2-2) zeigen, dass beim
Weglassen der Voreinspritzung zwar die Rußemission gesenkt wird, das
Verbrennungsgeräusch und die Emission von unverbrannten Kohlenwasserstof-
fen und Kohlenmonoxid jedoch steigen. Weiter wird deutlich, dass die Erhöhung
der AGR-Rate eine Reduktion des Verbrennungsgeräuschs ermöglicht. Aller-
dings führt diese Vorgehensweise zu einer deutlichen Erhöhung der Emission
von unverbrannten Kohlenwasserstoffen und Kohlenmonoxid. Dies entspricht
dem bereits unter Abschn. 2.1.4 eingeführten Zielkonflikt zwischen Verbren-
nungsgeräusch und CO-Emission.
Die Abstimmung der Abgasemissionen und des Verbrennungsgeräuschs wäh-
rend der Applikation wird üblicherweise von einem Menschen vorgenommen,
denn aufgrund der Vielzahl von Optimierungskriterien und der Schwierigkeit,
das Gesamtsystem analytisch zu beschreiben, kann sie nur teilweise mit ma-
thematischen Methoden vorgenommen werden. Allerdings besteht die Hoffung,
Grundlagen und Stand der Technik
- 24 -
den hohen Personal- und Maschineneinsatz im Rahmen der Applikation durch
den Einsatz von mathematischen Optimierungsverfahren und die Automatisie-
rung von Prüfabläufen zu reduzieren. Eine wichtige Methode zum Erreichen
dieser Ziele stellt die statistische Versuchsplanung (DoE) dar [40-43]. Zudem
werden seit einiger Zeit rechnergestützte Optimierungsstrategien untersucht,
wie sie unter anderem in [44-48] vorgestellt werden.
Jede Abweichung der Betriebsbedingungen vom Referenzzustand während der
Applikation bedeutet eine Änderung in den Rohemissionen des Motors. Auf-
grund der stetig verschärften Abgas-Grenzwerte werden die zulässigen Abwei-
chungen in den Rohemissionen und somit die zulässigen Abweichungen von
den Betriebsbedingungen immer geringer. Dies bedeutet, dass eine steigende
Robustheit der Motorbetriebsgrößen gegenüber Störungen der Betriebsbedin-
gungen gefordert ist. Zusätzlich fordern neue Gesetzesvorlagen die Kontrolle
und Einhaltung der Emissionsgrenzwerte über die gesamte Lebensdauer des
Fahrzeugs. Diese Funktionalität muss in näherer Zukunft in die On-Board-
Diagnose (OBD) des Fahrzeugs integriert werden, um im Störungsfall den Be-
trieb des Fahrzeugs verhindern zu können.
F. Ramsperger
- 25 -
2.2 Verwendete regelungstechnische Grundlagen und
Begriffe
Die vorliegende Arbeit präsentiert einen regelungstechnischen Ansatz, mit dem
sich die Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften auf das die-
selmotorische Brennverfahren kompensieren lassen. Daher wird an dieser Stel-
le eine kurze Einführung in die regelungstechnischen Grundlagen und die dabei
verwendeten Begriffe gegeben. Für eine umfassende Einführung in die Rege-
lungstechnik wird auf [49-50] verwiesen. Dieser Abschnitt basiert im Schwer-
punkt auf [51], wobei die in der englischsprachigen Literatur üblichen Formel-
zeichen größtenteils übernommen wurden. Darüber hinaus bietet die
letztgenannte Quelle auch eine vertiefte Betrachtung der Regelung von Mehr-
größensystemen und aktuellen regelungstechnischen Ansätzen.
Das betrachtete dynamische System6, mitsamt seinen Systemeigenschaften
(G) und den auf das System wirkenden Störgrößen (G
d
), wird in der Regelungs-
technik als Regelstrecke (P), meist auch nur kurz als Strecke, bezeichnet. Die
Regelstrecke kann durch den zeitlichen Verlauf ihrer Zustandgrößen beschrie-
ben werden. Abhängig von der Anzahl ihrer Zustandgrößen wird die Regelstre-
cke als Eingrößen- oder als Mehrgrößensystem bezeichnet. Weiter besitzt die
Regelstrecke Stell- (u
k
, u
v
, u) und Regelgrößen (y), die eine Manipulation be-
ziehungsweise Überwachung der Zustandsgrößen ermöglichen (Abb. 2-3). Die
Zustandsgrößen können untereinander gekoppelt sein. In diesem Fall führt die
Auslenkung einer Zustandsgröße zu einer Reaktion einer oder mehrerer ande-
rer Zustandsgrößen. Abhängig von der Art ihrer Reaktion auf die Stellgrößen
kann das Systemverhalten der Regelstrecke als linear oder nichtlinear be-
schrieben werden, wobei sich die konventionelle Regelungstechnik im Schwer-
punkt mit linearen Strecken beschäftigt. Bei der Regelung nichtlinearer Systeme
werden diese häufig über Annahmen linearisiert. Allerdings ist diese Linearisie-
rung häufig nur in der Nähe eines gewählten Arbeitspunkts gültig.
In der Realität wird die Regelstrecke durch Störgrößen ausgelenkt. Deren Kom-
pensation ist neben dem gezielten Einstellen von Zustandsgrößen die wesentli-
che Aufgabe der Regelungstechnik. In der Ausführung dieser Kompensation
wird zwischen den Begriffen Steuerung und Regelung unterschieden. Der Beg-
riff der Steuerung beschreibt das Einstellen von Zustandsgrößen über Stellgrö-
ßen, basierend auf dem Signal von Führungsgrößen (w) und ohne die Verwen-
dung einer Rückkopplung über die Regelgrößen. Bei einer Steuerung können
daher nur bekannte und kontinuierlich auftretende Störgrößen kompensiert
6
dynamisches System: Funktionseinheit, deren Zustandsgrößen sich zeitlich ändern
Grundlagen und Stand der Technik
- 26 -
werden. Zudem muss der Zusammenhang zwischen Stellgröße und Zustands-
größe genau bekannt sein.
uG
G
d
+
+y
K
w
+
-
VP
w: Führungsgröße u
V
: Stellgröße Vorsteuerung
V: Vorsteuerung u: Stellgröße
K: Regler G: Stellverhalten
M: Messglied G
d
: Störgrößen
r: Messrauschen P: Regelstrecke
u
K
: Stellgröße Regler y: Regelgröße
e: Regelabweichung
M
+
r
++
u
K
u
V
e u G
G
d
+
+y
K
w
+
-
VP
w: Führungsgröße u
V
: Stellgröße Vorsteuerung
V: Vorsteuerung u: Stellgröße
K: Regler G: Stellverhalten
M: Messglied G
d
: Störgrößen
r: Messrauschen P: Regelstrecke
u
K
: Stellgröße Regler y: Regelgröße
e: Regelabweichung
M
+
r
++
u
K
u
V
e
Abb. 2-3: Allgemeine Reglerstruktur mit Vorsteuerung und Messstrecke
Eine Regelung beschreibt dem gegenüber das Einstellen von Zustandsgrößen
über eine Überwachung der Regelgrößen. Bei diesem Vorgehen wird kontinu-
ierlich die Abweichung einer Regelgröße von einer Führungsgröße ermittelt und
mit Hilfe dieser Regelabweichung (e) ein Regler (K) betrieben. Der verwendete
Regler ist normalerweise ein eigenständiges dynamisches System mit Ein-
gangs- und Ausgangsgrößen.
Bei der Auslegung des Reglers wird festgelegt, wie dieser seine Ausgangsgrö-
ßen und somit die Stellgrößen der Regelstrecke in Abhängigkeit von seinen
Eingangsgrößen verändern soll. Hierbei wird häufig im Frequenzbereich gear-
beitet und somit die Reglerreaktion abhängig von der Frequenz der Eingangs-
größe festgelegt. Regelkreise ermöglichen neben dem Einstellen der Zustände
der Regelstrecke somit auch eine Kompensation von statistisch auftretenden
und unbekannten Störgrößen sowie von Modellunsicherheiten.
Die gängigste Variante eines solchen Reglers ist der so genannte PID-Regler.
Bei dieser Reglervariante wird das Signal des zeitlichen Verlaufs der Regelab-
weichung aufgeteilt und sowohl integriert, als auch differenziert und direkt ver-
wendet. Über die Multiplikation der gewonnenen Einzelsignale mit Verstär-
kungsfaktoren wird der Anteil der einzelnen Operatoren und somit die
Reglercharakteristik eingestellt. Abschließend werden die einzelnen Einzelsig-
nale addiert und zum Stellen der Regelstrecke verwendet (Abb. 2-4).
F. Ramsperger
- 27 -
u
PID-Regler
e: Regelabweichung
k
p
: Verstärkungsfaktor Produktanteil
k
i
: Verstärkungsfaktor Integralanteil
k
d
: Verstärkungsfaktor Differentialanteil
u: Stellgröße
k
p
k
i
k
d
∫
∫∫
∫
d/dt
+
eu
PID-Regler
e: Regelabweichung
k
p
: Verstärkungsfaktor Produktanteil
k
i
: Verstärkungsfaktor Integralanteil
k
d
: Verstärkungsfaktor Differentialanteil
u: Stellgröße
k
p
k
i
k
d
∫
∫∫
∫
d/dt
+
e
Abb. 2-4: Struktur eines PID-Reglers
Bei der Reglerauslegung muss die Dynamik des Gesamtsystems aus Regler
und Regelstrecke berücksichtigt werden, da durch den geschlossenen Regel-
kreis instabiles Systemverhalten auftreten kann. Aus diesem Grund ist die kor-
rekte und robuste7 Auslegung des Reglers von entscheidender Bedeutung. In
manchen Fällen kann durch einen gut ausgelegten Regler sogar eine sonst in-
stabile Regelstrecke zu einem stabilen Gesamtsystem werden. Da die Regel-
strecke normalerweise in ihrem Aufbau vorgegeben und somit unveränderbar
ist und diese zudem einen wesentlichen Einfluss auf das Systemverhalten des
Gesamtsystems hat, ist die Analyse der Regelstrecke wesentlich bei der Ent-
wicklung und Auslegung eines Reglers. Nur bei genauer Kenntnis der Regel-
strecke kann nach der Reglerauslegung ein robustes Systemverhalten garan-
tiert werden. In den meisten Fällen wird eine geeignete mathematische
Beschreibung der Regelstrecke benötigt, um eine analytische Reglerauslegung
durchführen zu können.
Die Analyse der Regelstrecke kann analytisch oder experimentell erfolgen. Bei
der analytischen Vorgehensweise wird in der Regel eine naturwissenschaftlich
basierte Modellierung der Regelstrecke durchgeführt. Abhängig von dem ver-
wendeten Modellierungsprogramm kann das aufgestellte Gleichungssystem di-
rekt für eine Reglerauslegung verwendet werden.
7
robust (Regelungstechnik): Ein Regelkreis wird als robust bezeichnet, wenn dieser trotz ei-
ner Störung des Systems nicht instabil wird. Bei der Kontrolle der Robustheit wird die Stö-
rung modelliert und somit das Ausmaß der Störung definiert, welche das System noch er-
trägt. Abhängig vom verwendeten Regler kann die Robustheit mathematisch oder
experimentell überprüft werden.
Grundlagen und Stand der Technik
- 28 -
Bei der experimentellen Analyse wird zumeist auf die so genannte Systemiden-
tifikation zurückgegriffen. Bei dieser wird die Regelstrecke über ihre Eingangs-
größen angeregt und es werden sowohl die Eingangsgrößen als auch die Aus-
gangsgrößen aufgezeichnet. Nach einer Transformation dieser Daten in den
Frequenzbereich mit Hilfe der Fourier-Transformation wird durch Division des
jeweiligen Signals der Ausgangsgrößen durch das Signal der jeweiligen Ein-
gangsgrößen die Übertragungsfunktion gebildet. Diese, in manchen Fällen auch
als Frequenzgang bezeichnet, beschreibt die dynamischen Eigenschaften der
Regelstrecke. Allerdings steht die Übertragungsfunktion nach der Systemidenti-
fikation nicht in Form eines Gleichungssystems zur Verfügung. Sie ist daher
nicht direkt für eine analytische Reglerauslegung geeignet.
Da die bei der Systemidentifikation ermittelten Beschreibungen der Regelstre-
cke nicht direkt für eine Reglerauslegung geeignet sind, werden die Ergebnisse
der Systemidentifikation häufig in geeignete parametrische oder analytische
Modelle überführt. Bei den parametrischen Modellen wird ein Differentialglei-
chungssystem mit Hilfe seiner Koeffizienten an die ermittelte Übertragungsfunk-
tion der Regelstrecke angepasst. Dieses Gleichungssystem hat dann ähnliche
oder identische dynamische Eigenschaften wie die Regelstrecke. Allerdings hat
die Struktur der Gleichungen keinerlei naturwissenschaftlichen Bezug zur Re-
gelstrecke. Trotzdem ist es möglich, mit Hilfe dieses Gleichungssystems eine
analytische Reglerauslegung durchzuführen. Der so ausgelegte Regler ist dann
auch für die reale Regelstrecke geeignet.
Bei der analytischen Beschreibung der Regelstrecke wird das im Rahmen der
Systemidentifikation gebildete naturwissenschaftliche Modell analytisch in ein
geeignetes Differentialgleichungssystem überführt. Dieses kann dann analog
zum parametrischen Modell zur Reglerauslegung verwendet werden. Im Ge-
gensatz zum parametrischen Modell hat das analytische Modell eine naturwis-
senschaftlich sinnvolle Struktur. Dieses hat den Vorteil, dass die Koeffizienten
des Gleichungssystems naturwissenschaftliche Größen oder Eigenschaften
repräsentieren. So ist es möglich, ein einmal erstelltes Modell über eine Anpas-
sung der Koeffizienten sinnvoll zu verändern.
Bei komplexen technischen Systemen ist eine ausreichend genaue und für eine
Reglerauslegung geeignete Modellbildung häufig nicht, oder nur mit sehr ho-
hem Aufwand möglich. Für einfache Regler und Reglerstrukturen gibt es daher
einige praxisorientierte Auslegungsverfahren, die sich direkt an den Ergebnis-
sen einer Systemidentifikation orientieren. So wird in der Praxis häufig die
Sprungantwort eines Systems ermittelt und mit Hilfe dieser Information, die die
Bandbreite der Stecke grob beschreibt, zum Beispiel ein PID-Regler ausgelegt.
F. Ramsperger
- 29 -
Um eine besonders hohe Systemdynamik zu realisieren, werden Regelkreise
häufig mit einer Vorsteuerung (V) ausgestattet (siehe auch Abb. 2-3). Diese
führt zu einer sofortigen Änderung der Stellgröße des Reglers und somit zu ei-
ner schnellen Reaktion der Regelstrecke. Der nachgeschaltete Regelkreis führt
dann im Schwerpunkt die Kompensation von Modellunsicherheiten und Stör-
größen aus und kann in diesem Fall mit geringerer Bandbreite ausgelegt wer-
den.
In den meisten Fällen führt eine geringere Anforderung an die Bandbreite eines
Reglers zu höherer Systemstabilität. In den Fällen, in denen eine Vorsteuerung
die Systemdynamik sicherstellt, und der Regler daher nur eine geringe Band-
breite benötigt, ist daher häufig eine weniger exakte Reglerauslegung ausrei-
chend. Insbesondere bei einer Begrenzung des maximalen Verstellbereichs des
Reglers kann somit trotz einer ungenügenden Streckenmodellierung ein siche-
rer Betrieb erreicht werden.
Grundlagen und Stand der Technik
- 30 -
2.3 Steuerung und Regelung von Pkw-Dieselmotoren
2.3.1 Konventionelle Motorsteuerung von Pkw-Dieselmotoren
Die konventionelle Motorsteuerung eines Fahrzeug-Dieselmotors arbeitet heut-
zutage auf Basis eines vom Fahrer über das Gaspedal vorgegebenen
Wunschmoments. Anhand dieses Wunschmoments wird, unter Berücksichti-
gung unterschiedlicher Verlustgrößen, wie zum Beispiel des Reibmoments, die
benötigte Einspritzmenge berechnet und somit die Last des Motors festgelegt.
Die Einstellung der zusätzlich notwendigen Motorbetriebsgrößen erfolgt dann
kennfeldbasiert. Dies bedeutet, dass bei der Applikation die Sollwerte dieser
Motorbetriebsgrößen abhängig von zum Beispiel Last und Drehzahl festgelegt
werden. Diese Sollwerte werden dann entweder an Regel- oder Steuerkreise im
Motorsteuergerät weitergegeben, welche die gewünschten Größen über an das
Steuergerät angeschlossene Aktuatoren im Motorbetrieb einstellen. Zu einem
geforderten Moment bei gegebener Drehzahl ist so beispielsweise der benötigte
Ladedruck in einem Kennfeld hinterlegt. Im Betrieb wird dieser Ladedruck aus
dem Kennfeld ausgelesen und dem Ladedruckregler als Sollgröße vorgegeben.
Da jegliche Abweichungen der Motorbetriebsgrößen zu einem abweichenden
Motorbetrieb führen und die Motorbetriebsgrößen teilweise untereinander ge-
koppelt sind, ist eine gewissenhafte Applikation die Voraussetzung für das Er-
reichen der Emissions-, Geräusch- und Verbrauchszielwerte. Darüber hinaus
muss der Behandlung von Störgrößen auf den Motorbetrieb besondere Auf-
merksamkeit gewidmet werden. Bei kennfeldbasierten Motorsteuerungskonzep-
ten werden häufig auftretende Störgrößen, wie zum Beispiel die Umgebungs-
temperatur, über Korrekturkennfelder berücksichtigt. Dies bedeutet zum
Beispiel, dass bei einer Umgebungstemperatur unterhalb der Referenz-
temperatur die Werte für den Ladedruck zur Einhaltung der Sollwerte für den
Luftmassenstrom gesenkt werden.
Große Herausforderungen für die kennfeldbasierte Motorsteuerung bergen
Störgrößen, die entweder nicht gemessen werden oder im Fahrzeugbetrieb
überhaupt nicht messbar sind. Da keine Information über diese Größen vorliegt,
kann eine mögliche Störung aufgrund dieser Größen weder über Regel- noch
über Steuereingriffe kompensiert werden. Aus diesem Grund werden in aktuel-
len Motorsteuerungskonzepten immer häufiger so genannte virtuelle Sensoren
eingesetzt. Diese ermöglichen über eine, zum Beispiel modellbasierte, Berech-
nung von virtuellen Größen die Steuerung oder Regelung von ansonsten nicht
verfügbaren Motorbetriebsgrößen [52-54].
F. Ramsperger
- 31 -
Um den Motorbetrieb innerhalb immer engerer Grenzen hinsichtlich der Be-
triebsgrößen zu gewährleisten, werden kontinuierlich neue Kompensations- und
Regelungskonzepte entwickelt. Einige für diese Arbeit besonders relevante Me-
thoden werden im folgenden Abschnitt dargestellt.
2.3.2 Methoden zur Kalibration von Einspritzmengen
Das Einspritzsystem moderner Pkw-Dieselmotoren besteht in der Regel aus ei-
ner Hochdruckpumpe, einem Hochdruckspeicher für alle Zylinder oder einzelne
Zylinderbänke (Common Rail) und den eigentlichen Injektoren. Diese Kompo-
nenten sind über Hochdruckleitungen miteinander verbunden. Bei herkömmli-
chen Servo-Magnetventil-Injektoren werden der Einspritzbeginn und die einge-
spritzte Kraftstoffmasse über den Ansteuerbeginn und die Ansteuerdauer von
der Motorsteuerung festgelegt. Über geeignete Leistungsendstufen wird diese
Information in einen Ansteuerstrom umgewandelt und an den Injektor übertra-
gen. Ansteuerbeginn und Ansteuerdauer werden bei der Applikation des Motors
festgelegt und in einem Kennfeld abhängig von Last und Drehzahl gespeichert.
Die Ansteuerung der Injektoren wird hierbei als Steuerung ausgeführt, da die
eingespritzte Kraftstoffmasse nicht mit der ausreichenden Genauigkeit von
Sensoren überwacht werden kann. Aufgrund von Störgrößen, die bei der Ferti-
gung von Komponenten und während des Motorbetriebs auftreten, wurden aber
Funktionen entwickelt, die helfen, die Steuerung der Einspritzung möglichst ex-
akt und robust auszuführen. Die Einführung immer strengerer Abgasvorschrif-
ten erwies sich hier als wesentlicher Treiber für eine gestiegene Anforderung an
die Genauigkeit bei der Kraftstoffzumessung. Diese hohe Genauigkeit ist insbe-
sondere für die kleinen Mengen von Vor- und Nacheinspritzung von Relevanz.
Die wesentlichen heutzutage angewendeten Funktionen sind nach [26, 55-56]:
• Injektormengenabgleich (IMA),
• Druckwellenkorrektur (DWK),
• Mengenmittelwertadaption (MMA) und
• Nullmengenkalibrierung (NMK).
Injektormengenabgleich
Der Injektormengenabgleich dient zur Kompensation von Ungenauigkeiten bei
der Fertigung von Injektoren. Bei diesem werden sämtliche Injektoren nach der
Fertigung auf einem Prüfstand hinsichtlich ihres Durchflusses bei einem gege-
Grundlagen und Stand der Technik
- 32 -
benen Druck überprüft. Anhand des Ergebnisses werden die Injektoren in Be-
zug auf einen Referenz-Injektor in unterschiedliche Durchflussgruppen einge-
teilt. Die jeweilige Durchflussgruppe wird in Form eines Kodes auf den Injektor
gedruckt. Wenn im Rahmen der Endmontage oder Wartung Injektoren montiert
werden, muss deren jeweilige Durchfluss-Eingruppierung ins Steuergerät ein-
gegeben werden. Dies kann aufgrund der Kodierung auch automatisiert erfol-
gen. Auf Basis der Information über die Durchflussgruppe wird eine Kompensa-
tion der Referenz-Ansteuerdauer im Motorsteuergerät durchgeführt. Mit Hilfe
dieser Maßnahme wird erreicht, dass wesentlich weniger Ausschussteile bei
gleicher Genauigkeit der Einspritzmenge im Fahrzeug produziert werden, da die
Toleranzanforderungen an die einzelnen Injektoren reduziert werden können.
Druckwellenkorrektur
Die Druckwellenkorrektur ist eine Funktion zur Kompensation der Druck-
schwankungen am Injektor infolge von Druckwellen in der Einspritzleitung auf-
grund von Anregungen durch die Hochdruckpumpe und unterschiedlicher Ein-
spritzereignisse, wie zum Beispiel Mehrfacheinspritzungen. Bei dieser Funktion
wird ein hydraulisches Modell des Einspritzsystems erstellt und während der
Systemauslegung mit Parametern versehen, um die entstehenden Druckwellen
zu beschreiben. Auf Basis dieses Modells wird mit Hilfe der Informationen über
Einspritzmengen und Einspritzzeitpunkte von vorangegangenen Einspritzungen
der erwartete Druck am Injektor berechnet und die Einspritzmenge entspre-
chend korrigiert.
Mengenmittelwertadaption
Die Mengenmittelwertadaption überwacht mit Hilfe des Signals der λ-Sonde das
Verbrennungsluftverhältnis (λ
v
). Diese Funktion dient zu einer möglichst exak-
ten Positionierung des Motorbetriebs an einer Stelle des Ruß-NO
x
-Zielkonflikts.
Dieser exakt definierte Motorbetrieb ist insbesondere in Kombination mit der
Auslegung der Abgasnachbehandlung von entscheidender Bedeutung. Je nach
Fahrzeugkonzept und Emissionsstrategie kann bei der Auslegung der Abgas-
nachbehandlung auf einzelne Komponenten, wie zum Beispiel die aktive Deno-
xierung, verzichtet werden. Dies setzt allerdings eine genaue Kenntnis und die
Einhaltung der zu erwartenden Emissionen innerhalb enger Grenzen voraus.
Die Mengenmittelwertadaption korrigiert das Verbrennungsluftverhältnis bei
abweichender Einspritzmenge über eine Anpassung der AGR-Rate automa-
tisch. Dies führt zu einer wesentlich geringeren Toleranz im Motorbetrieb und
F. Ramsperger
- 33 -
ermöglicht so eine feinere Abstimmung des Brennverfahrens und somit des
Emissionskonzepts bei der Applikation.
Nullmengenkalibrierung
Die Nullmengenkalibrierung dient zur Kalibration kleinster Einspritzmengen, wie
sie insbesondere bei Vor- und Nacheinspritzungen verwendet werden. Bei der
Nullmengenkalibrierung wird, ausgehend von einer Kleinstmenge während ei-
ner Schubphase des Motors, eine kontinuierlich steigende Menge eingespritzt.
Anhand der Ableitung des hochaufgelösten Drehzahlsignals wird überprüft, ab
welcher minimalen Ansteuerdauer eine detektierbare Drehzahländerung und
somit eine definierte Mindestverbrennung stattfindet. Diese Information wird
verwendet, um die Ansteuerdauer für kleinste Kraftstoffmengen zu kalibrieren.
Die Nullmengenkalibration dient insbesondere der Kompensation von Störun-
gen, wie sie während des Betriebs auftreten. Insbesondere werden Belagsbil-
dung und Alterungseffekte an den Injektoren adressiert.
2.3.3 Zylinderdruckbasiertes Motormanagement
Im Gegensatz zu den herkömmlichen Motorsteuerungskonzepten werden seit
einiger Zeit Ansätze untersucht [57-59] und in Serie gebracht [60-61], die das
Signal eines Zylinderdrucksensors mit hoher Abtastrate als Führungsgröße für
verschiedene Regelkreise verwenden. Diese zusätzliche Sensorgröße ermög-
licht neue Ansätze in der Motorregelung, wobei zunächst die Größen indizierter
Mitteldruck und Verbrennungsschwerpunkt betrachtet wurden (Abb. 2-5). Zum
Ermitteln dieser Größen wird eine thermodynamische Analyse der Hochdruck-
phase in Echtzeit durchgeführt. Zur Reduktion der benötigten Rechenzeit wird
in serien- und seriennahen Motorsteuergeräten häufig auf die Berücksichtigung
des Wandwärmeübergangs verzichtet. Der so anstelle des Brennverlaufs ermit-
telte Heizverlauf stellt für die angestrebte Regelgüte in aller Regel eine ausrei-
chende Genauigkeit sicher. In zukünftigen Motorsteuergeräten wird neben der
Berechnung der Hochdruckphase auch eine Gesamtprozessanalyse in Echtzeit
möglich sein. Mit den Informationen dieser Berechnung können unter Anderem
genauere Aussagen zu Füllung und Restgasanteil getroffen werden [62-64].
Insbesondere bei der Entwicklung neuer Brennverfahren kann die zylinder-
druckbasierte Motorregelung zu erhöhter Verbrennungsstabilität und geringeren
Zyklenschwankungen beitragen [65]. Die Wirksamkeit dieses Konzepts zur
Kompensation von Störgrößen aufgrund variierender Kraftstoffeigenschaften
Grundlagen und Stand der Technik
- 34 -
wird in [66] untersucht. Für eine nähere Betrachtung der Möglichkeiten und
Grenzen dieses Verfahrens im Hinblick auf Störungen durch nicht-
normgerechte Kraftstoffeigenschaften wird auf Kapitel 5 verwiesen.
AB
AD VKM+
VSP
p
mi_HD
K
+
-
M
d
: Motormoment p
mi_HD
: Indizierter Mitteldruck der
Hochdruckschleife
n: Drehzahl K: Regler
AB: Ansteuerbeginn VKM: Verbrennungskraftmaschine
AD: Ansteuerdauer p
Z
: Zylinderdruck
VSP: Verbrennungsschwerpunkt TDA: Thermodynamische Analyse
p
Z
TDA
M
d
n
AB
AD
soll
VSP
p
mi_HD soll
AB
AD VKM+
VSP
p
mi_HD
K
+
-
M
d
: Motormoment p
mi_HD
: Indizierter Mitteldruck der
Hochdruckschleife
n: Drehzahl K: Regler
AB: Ansteuerbeginn VKM: Verbrennungskraftmaschine
AD: Ansteuerdauer p
Z
: Zylinderdruck
VSP: Verbrennungsschwerpunkt TDA: Thermodynamische Analyse
p
Z
TDA
M
d
n
AB
AD
soll
VSP
p
mi_HD soll
Abb. 2-5: Mögliche Reglerstruktur eines zylinderdruckbasierten Motorma
nagements
zur Regelung von Verbrennungsschwerpunkt und Last
F. Ramsperger
- 35 -
2.4 Alternative Kraftstoffe für Dieselmotoren
2.4.1 Wesentliche Kraftstoffeigenschaften für den Dieselmotor geeigneter
Kraftstoffe
Die für den Dieselmotor relevanten Kraftstoffe bestehen aus einer Mischung
verschiedener flüssiger Kohlenwasserstoffe, wobei die Anzahl der chemischen
Komponenten sehr hoch sein kann. Teilweise sind zusätzlich sauerstoffhaltige
Komponenten, zum Beispiel in Form von Alkoholen, enthalten. Die alternativen
Kraftstoffe für Dieselmotoren unterscheiden sich hinsichtlich einer Vielzahl von
chemischen, physikalischen und stofflichen Eigenschaften von Dieselkraftstoff
gemäß DIN-EN 590. Im Rahmen der vorliegenden Arbeit werden die Kraftstoffe
über eine Auswahl dieser Eigenschaften beschrieben. Bei dieser Auswahl wur-
de darauf geachtet, nur Eigenschaften mit einem wesentlichen Einfluss auf das
Brennverfahren und die Schadstoffemission zu berücksichtigen. Als solche
werden die folgenden Kraftstoffeigenschaften betrachtet:
• Cetanzahl
• Siedelinie
• Dichte, Viskosität, Heizwert
• Aromatengehalt, C/H/O-Verhältnis
Cetanzahl
Die Cetanzahl beschreibt die Zündwilligkeit eines Kraftstoffs unter motornahen
Bedingungen. Sie wird in Deutschland gemäß DIN-51773 bestimmt, wobei zwei
unterschiedliche Testmotoren (BASF, CFR) zum Einsatz kommen können. Da
diese beiden Motoren zu einem abweichenden Ergebnis bei der Bestimmung
der Cetanzahl kommen, sollte bei einer Angabe der Cetanzahl das Bestim-
mungsverfahren mit angegeben werden. Da beide Testmotoren Kammermoto-
ren, also keine direkt einspritzenden Dieselmotoren sind, haben die Verdamp-
fungseigenschaften von Kraftstoffen in diesem Bestimmungsverfahren eine
andere Auswirkung als in aktuellen direkt einspritzenden Dieselmotoren. Daher
kann der in direkt einspritzenden Dieselmotoren zu erwartende Zündverzug al-
ternativer Kraftstoffe nicht in allen Fällen aus der Cetanzahl hergeleitet werden.
So kann durchaus ein Kraftstoff trotz höherer Cetanzahl zu einem längeren
Zündverzug führen.
Grundlagen und Stand der Technik
- 36 -
Siedelinie
Für flüssige Kraftstoffe, die nur aus einer Komponente bestehen, wie etwa
Ethanol oder Methanol, gibt es einen eindeutigen Siedepunkt, der in aller Regel
nur vom Druck abhängt. Bei Kraftstoffen, die aus mehr als einer Komponente
bestehen, beschreibt die Siedelinie, welcher Massenanteil des Gemischs bei
welcher Temperatur zu sieden beginnt. Diese Information ist wesentlich, um die
Verdampfungseigenschaften eines Kraftstoffs zu beschreiben. Um die Komple-
xität der Information zu begrenzen, wird die Verdampfung häufig auch über den
Siedebeginn (T
5%
), den Siedemittelpunkt (T
50%
) oder das Siedeende (T
90%
) be-
schrieben. Allerdings kann diese Beschreibung ungenau sein, da der Siedever-
lauf nicht linear sein muss. Da die in dieser Arbeit verwendeten alternativen
Kraftstoffe keine starke Abweichung zwischen den Aussagen der Siedelinie und
den Größen Siedemittelpunkt und Siedeende zeigen, werden im weiteren Ver-
lauf die Größen Siedemittelpunkt und Siedeende betrachtet.
Dichte, Viskosität, Heizwert
Mit der Dichte und der Viskosität werden die physikalischen Eigenschaften ei-
nes Kraftstoffs beschrieben. Die Viskosität beeinflusst die Strömungsverluste im
Injektor und somit die eingespritzte Kraftstoffmasse, aber auch die Strahlaufbe-
reitung und den Strahlzerfall. Die Dichte beeinflusst die, bei gegebener Injektor-
geometrie und konstanter Ansteuerdauer, in den Brennraum eingespritzte
Kraftstoffmasse. Das Verhältnis von Heizwert zu Dichte beschreibt die pro Vo-
lumen Kraftstoff in den Zylinder eingebrachte Energie.
Aromatengehalt, C/H/O-Verhältnis
Die Gruppe der Aromaten beschreibt organische Verbindungen mit einem aro-
matischen Ring, beispielsweise Benzol, mit dem danach benannten Benzolring
C
6
H
6
(Abb. 2-6). Diese Verbindungen sind aufgrund dieser Ringstruktur sehr
stabil und daher reaktionsträge und stehen unter dem Verdacht, eine verstärke
Rußproduktion zu verursachen. Der Aromatengehalt eines Kraftstoffs be-
schreibt den Anteil an Aromaten bezogen auf die gesamte Menge. In der Litera-
tur wird der Aromatengehalt sowohl in Molanteilen, als auch in Massenanteilen
angegeben. In dieser Arbeit werden die chemischen Zusammensetzungen in
Massenanteilen angegeben, da die extern beauftragte chemische Analyse der
Versuchskraftstoffe Massenanteile bestimmt. Eine eventuell erforderliche Um-
rechnung von Massenanteilen in Molanteile ist jedoch einfach möglich.
F. Ramsperger
- 37 -
CC
C
C
C
C
H
H
H
H
H
H
CC
C
C
C
C
H
H
H
H
H
H
Abb. 2-6: Benzolring
Das C/H/O-Verhältnis wird verwendet, um die wesentlichen chemischen Kom-
ponenten in den betrachteten Kraftstoffen in ihrem Verhältnis zueinander zu be-
schreiben. Dieses Verhältnis ist insbesondere relevant, wenn die Gaszusam-
mensetzung im Zylinder oder die Abgaszusammensetzung bei idealer
Verbrennung, etwa die CO
2
-Emission, zu berechnen sind. Auch für die Berech-
nung dieses Verhältnisses wird auf die in der chemischen Analyse bestimmten
Massenanteile zurückgegriffen.
2.4.2 Bereitstellung und Verfügbarkeit alternativer Kraftstoffe für
Dieselmotoren
Die Bereitstellung alternativer Kraftstoffe für Dieselmotoren in für den Fahr-
zeugmarkt relevanten Mengen kann auf unterschiedlichen Wegen erfolgen. Von
wesentlicher Bedeutung sind zurzeit die folgenden Wege:
• Verarbeitung fossiler Kraftstoffe mit alternativen Methoden
• Erzeugung von Kraftstoffen auf Basis von pflanzlichen Rohstoffen
Die Verarbeitung fossiler Rohstoffe zu Kraftstoffen mit alternativen Methoden
dient häufig der Anpassung der Kraftstoffeigenschaften oder der Steigerung des
Wirkungsgrads der Prozesskette. Ein Beispiel für dieses Vorgehen ist die Ver-
wendung von Erdgas zur Erzeugung von Synthesegas, welches in einem nach-
folgenden Prozessschritt zu einem flüssigen Kraftstoff synthetisiert wird. Im
Hinblick auf die Reduktion der CO
2
-Emission stellt dieses Verfahren keine lang-
fristige Lösung dar, da weiter fossile Rohstoffe verwendet werden. Allerdings ist
bei der Verwendung von fossilen Rohstoffen mit geringerem C/H-Verhältnis
kurzfristig eine Reduktion der CO
2
-Emission möglich. Dieser Sachverhalt wird
Grundlagen und Stand der Technik
- 38 -
zum Beispiel bei der Betrachtung von Methan (CH
4
) mit einem C/H-Verhältnis
von 3 und Heptan (C
7
H
16
) mit einem C/H-Verhältnis von 5,25 deutlich, wobei
Methan sogar noch einen ca. 10% höheren Heizwert hat. Bei der Verwendung
alternativer fossiler Rohstoffe muss jedoch der Energieaufwand für die Pro-
zessschritte zur Umwandlung dieses Rohstoffs in einen für Dieselmotoren ge-
eigneten Kraftstoff mit berücksichtigt werden, soweit dieser nicht mit regenerati-
ver Energie gedeckt wird. Dieser Energieaufwand ist bei den heutigen
Verfahren noch so hoch, dass keines der bekannten Verfahren zu einer gerin-
geren CO
2
-Emission führt.
Da sich die Kraftstoffsynthetisierung aus Synthesegas bei fossilen Kraftstoffen
und bei Kraftstoffen auf Basis von pflanzlichen Rohstoffen nicht unterscheidet,
bietet die Verarbeitung fossiler Kraftstoffe die Möglichkeit synthesegasbasierte
Verfahren zu erproben und einzuführen. In einem zweiten Schritt könnten dann
die fossilen Rohstoffe durch regenerative Rohstoffe ersetzt werden.
Die Verwendung von regenerativen pflanzlichen Rohstoffen für die Kraftstoff-
produktion hat eine lange Tradition. Bei dieser Art der Kraftstofferzeugung wird
häufig von so genannten Bio-Kraftstoffen gesprochen. Obwohl diese Definition
eher dem Marketing als der Sache dient, hat sich diese Bezeichnung weitge-
hend durchgesetzt. Zurzeit wird im Wesentlichen zwischen Bio-Kraftstoffen der
ersten und der zweiten Generation unterschieden.
Die Bezeichnung Bio-Kraftstoffe erster Generation beschreibt die Gruppe von
Kraftstoffen, bei denen Pflanzenöle oder Stärke beziehungsweise Zucker als
Rohstoffe verwendet werden. In der Regel werden aus diesen Rohstoffen dann
Alkohole oder Fettsäuremethylester gewonnen. Häufig werden wenig energie-
aufwändige oder sogar Energie freisetzende Prozessschritte, wie die Umeste-
rung oder Vergärung, eingesetzt, um die Eigenschaften der Kraftstoffe zu ver-
ändern und die chemische Stabilität sicherzustellen. Aufgrund der
verhältnismäßig geringen Energieausbeute pro Hektar Anbaufläche kann die
Kraftstoffproduktion aus pflanzlichen Rohstoffen jedoch in Konkurrenz zur Nah-
rungsmittelproduktion treten und zur Rodung von Waldflächen beitragen. Aus
diesem Grund wird die Produktion von Biokraftstoffen erster Generation inzwi-
schen sehr kritisch gesehen [67-70]. Die aktuelle Entwicklung, Biokraftstoffe
erster Generation aus schnellwachsenden, ölhaltigen Algen zu gewinnen, muss
noch abschließend bewertet werden. Da die Algenproduktion nicht auf landwirt-
schaftlich genutzten oder gerodeten Flächen, sondern im Meer stattfindet, bietet
sich eventuell ein Ausweg aus der dargestellten Konkurrenzsituation. Allerdings
sind die Nebenwirkungen auf das Ökosystem Meer noch nicht ausreichend er-
F. Ramsperger
- 39 -
forscht. Es bleibt abzuwarten, wie sich diese Kraftstoffproduktionssparte entwi-
ckelt.
Unter der Bezeichnung Bio-Kraftstoffe zweiter Generation werden diejenigen
Kraftstoffe zusammengefasst, die unter Anwendung komplexerer Prozessschrit-
te auch Abfallprodukte, wie zum Beispiel Pflanzenstängel, nutzen können. Die
Verfahren zur Erzeugung von Bio-Kraftstoffen zweiter Generation basieren häu-
fig auf einem Zwischenschritt über Synthesegas. Dies ermöglicht bei der weite-
ren Verarbeitung eine hohe Flexibilität bei der Anpassung der Kraftstoffeigen-
schaften des erzeugten Kraftstoffs. Da bei Bio-Kraftstoffen zweiter Generation
Abfallprodukte zur Kraftstofferzeugung verwendet werden können, lässt sich
der häufig diskutierte Konflikt zwischen Nahrungs- und Energieerzeugung ver-
meiden. Weil die gewonnene Energie pro Tonne Abfallprodukt allerdings äu-
ßerst gering ist, stellt die Bereitstellung von ausreichend Abfallmaterial eine
große Herausforderung dar. Bei schlechter Planung der Anlagen und Prozesse
übersteigen die beim Transport des Rohmaterials und für die Prozessenergie
verursachten CO
2
-Emissionen häufig den Einspareffekt durch die Verwendung
von Abfallprodukten bei weitem. Die Erzeugung konkurrenzfähiger Bio-
Kraftstoffe der zweiten Generation ist Gegenstand aktueller Forschungsprojek-
te. Die Ergebnisse dieser Forschungsprojekte müssen zeigen, ob Prozesse mit
konkurrenzfähigem Wirkungsgrad möglich sind und in welche Richtung der zu-
künftige Weg geht [21-22, 71-73]. Sowohl für die Biokraftstoffe erster als auch
zweiter Generation ist bei der Bewertung des CO
2
-Einsparpotentials daher in
jedem Fall eine schlüssige Well-to-Wheel8 Betrachtung notwendig.
2.4.3 Auswirkung alternativer Kraftstoffe auf Brennverfahren und
Schadstoffemission
Motorische Untersuchungen mit alternativen Kraftstoffen werden in der Regel
durchgeführt, um die Mechanismen der Schadstoffentstehung zu verstehen und
Brennverfahren mit niedrigen Schadstoff-Emissionen zu entwickeln. Häufig ist
das Ziel dieser Untersuchungen, entweder den Einfluss einzelner Kraftstoffei-
genschaften oder -komponenten auf das Brennverfahren zu ermitteln oder ei-
nen möglichst idealen Kraftstoff für ein gegebenes Brennverfahren zu definie-
ren. Zusätzlich wird in der Koevolution von Brennverfahren und Kraftstoff die
8
Well-to-Wheel Betrachtung: Eine Analyse, die bei der Ermittlung der CO
2
-Emission einer
technischen Lösung die komplette Erzeugungskette aus Energieernte, Energieverteilung
und Energiewandlung inklusive aller eventuell notwendigen Zwischenschritte berücksichtigt.
Grundlagen und Stand der Technik
- 40 -
Möglichkeit gesehen, Motoren mit niedrigsten Emissionen und höchstem Wir-
kungsgrad zu entwickeln. Bei dieser Vorgehensweise sollen sowohl die Frei-
heitsgrade von Verfahren zur Produktion synthetischer Kraftstoffe im Hinblick
auf die Kraftstoffeigenschaften, als auch die Freiheitsgrade in der Motoren- und
Brennverfahrensentwicklung aufeinander abgestimmt genutzt werden.
Die meisten Veröffentlichungen im Bereich der alternativen Kraftstoffe stimmen
darin überein, dass für dieselähnliche Kraftstoffe die Cetanzahl und der Aroma-
tengehalt die Kraftstoffeigenschaften mit wesentlichem Einfluss auf das Brenn-
verfahren sind. Die Ergebnisse besagen, dass eine höhere Cetanzahl das
Verbrennungsgeräusch senkt und die Kaltstarteigenschaften verbessert. Ein
höherer Aromatengehalt wird in aller Regel für eine erhöhte Rußemission ver-
antwortlich gemacht. Allerdings sind die Mechanismen bei der Entstehung von
motorischem Ruß noch nicht eindeutig geklärt, weshalb die Forschung auf die-
sem Gebiet andauert [74-77].
Kraftstoffe mit Sauerstoffanteil, so genannte oxigenierte Kraftstoffe, zeigen nach
Literaturergebnissen durchweg geringere Rußemissionen bei gleichen oder
leicht gestiegenen NO
x
-Emissionen im Vergleich zu herkömmlichem Diesel-
kraftstoff [72, 78-80]. Aufgrund dieses Emissionsverhaltens und der Tatsache,
dass sich Oxygenate wie zum Beispiel Alkohole gut aus regenerativen Quellen
erzeugen lassen, erscheint diese Kraftstoffgruppe als sehr zukunftsträchtig.
Die physikalischen Eigenschaften Viskosität und Dichte des Kraftstoffs zeigen,
neben dem erwarteten Einfluss auf die pro Zeiteinheit eingebrachte Energie, ei-
nen deutlichen Einfluss auf die Verteilung des Kraftstoffs im Brennraum und auf
dessen Verdampfung [81]. Dies bedeutet, dass für Kraftstoffe mit deutlich ande-
ren physikalischen Eigenschaften die Brennraumgeometrie angepasst werden
muss.
Im Rahmen von Untersuchungen mit alternativen Kraftstoffen muss für die Ver-
suchsdurchführung festgelegt werden, inwieweit die Motorsteuerung an die je-
weiligen Kraftstoffe angepasst werden soll, bzw. inwieweit sie auf den Kraftstoff
reagiert. Die Methodik unterscheidet sich in dieser Hinsicht bei den veröffent-
lichten Ergebnissen zum Teil deutlich. Die Spanne reicht von Untersuchungen
an Fahrzeugen mit Seriensteuergeräten auf Rollenprüfständen bis hin zu Un-
tersuchungen an Einzylindermotoren mit offenen Forschungssteuergeräten. Im
ersten Fall wird keine beabsichtigte Kompensation des Einflusses der Kraft-
stoffeigenschaften durchgeführt, während die Kompensation im letztgenannten
Fall unterschiedlich erfolgreich ist. Für den Fall, dass keine Kompensation
durch die Motorsteuerung vorgenommen wird, sind die Aussagen zum Einfluss
der chemischen Komponenten vom Einfluss der aufgrund der Kraftstoffeigen-
F. Ramsperger
- 41 -
schaften veränderten Wärmefreisetzung überlagert. Dies führt häufig zu einer
ungenauen Betrachtung der einzelnen Vorgänge. In den Fällen, in denen die
Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf die Verbrennung berücksichtigt
werden, ist eine deutlich genauere Analyse des Einflusses der chemischen Zu-
sammensetzung möglich. Allerdings werden bei den veröffentlichen Untersu-
chungen mit einer Anpassung der Motorsteuerung an die jeweiligen Kraftstoffe
in der Regel nur die Auswirkungen auf die Hauptverbrennung berücksichtigt
[31, 66, 81]. Die hierbei erfolgte Gleichstellung berücksichtigt somit nur den
Verbrennungsschwerpunkt und die Last. Abweichende Verbrennungs-
gradienten aufgrund einer nicht umgesetzten Voreinspritzmenge werden nicht
berücksichtigt. Die Untersuchung des Einflusses alternativer Kraftstoffe auf die
Verbrennung der Voreinspritzmenge wird daher im Rahmen dieser Arbeit
durchgeführt.
Grundlagen und Stand der Technik
- 42 -
2.5 Einführung und Definition wesentlicher motorischer
Größen
In diesem Abschnitt werden die in dieser Arbeit verwendeten Größen und Defi-
nitionen vorgestellt, bei denen sich die wissenschaftliche Gemeinschaft bislang
auf keine eindeutige Definition geeinigt hat, oder die der Autor als wenig geläu-
fig einschätzt. Für eine vollständige Aufzählung aller Größen und der verwende-
ten Formelzeichen wird auf das Verzeichnis der Abkürzungen und das Ver-
zeichnis der Formelzeichen am Ende dieser Arbeit verwiesen. Die wesentlichen
Größen werden zur Veranschaulichung auch in Abb. 2-7 dargestellt.
Ansteuerbeginn, Ansteuerdauer, Spritzabstand und Spritzpause
Bei den Untersuchungen zu dieser Arbeit werden nur einmalige Voreinspritzun-
gen berücksichtigt. Diese Voreinspritzungen werden durch einen Ansteuerbe-
ginn (ABVE), ein Ansteuerende (AEVE) und eine Ansteuerdauer (ADVE) ge-
kennzeichnet. Bei dieser Definition beschreibt die Ansteuerdauer die
Zeitspanne zwischen Ansteuerbeginn und Ansteuerende. Aufgrund der besse-
ren Detektierbarkeit des Ansteuerbeginns im Vergleich zum Einspritzbeginn
wird der Ansteuerbeginn statt des Einspritzbeginns verwendet. Bei dieser Vor-
gehensweise wird die nahezu konstante hydraulische Verzögerung von An-
steuerdauer bis zum Einspritzbeginn vernachlässigt. Die Ansteuerzeiten der
Haupteinspritzung werden analog zur Voreinspritzung mit Ansteuerbeginn der
Haupteinspritzung (ABHE) und Ansteuerdauer der Haupteinspritzung (ADHE)
bezeichnet. Der Abstand zwischen Ansteuerbeginn der Voreinspritzung und
Ansteuerbeginn der Haupteinspritzung wird als Spritzabstand (SA) definiert. Der
Abstand zwischen Ansteuerende der Voreinspritzung und Ansteuerbeginn der
Haupteinspritzung wird als Spritzpause (SP) definiert.
Vorverbrennung und Hauptverbrennung
In den nachfolgend vorgestellten Untersuchungen werden nur Brennverfahren
mit einer klar abgesetzten Verbrennung der Voreinspritzung untersucht. Brenn-
verfahren mit so genannten Boot-Einspritzungen, bei denen die Voreinspritz-
menge direkt an die Haupteinspritzmenge angelagert wird, werden nicht be-
rücksichtigt. Die Verbrennung der Voreinspritzmenge wird als Vorverbrennung
(VV) bezeichnet, die Verbrennung der Haupteinspritzmenge als Hauptverbren-
nung (HV).
F. Ramsperger
- 43 -
Zylindertemperatur zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung
Der Konditionierung der Zylinderladung durch Voreinspritzungen kommt eine
bedeutende Rolle beim Einstellen des Zündverzugs und somit des Verbren-
nungsgeräuschs zu.
Ein geeignetes Maß zu Beurteilung des Konditionierungserfolgs ist die Zylinder-
temperatur zu einem definierten Zeitpunkt nach dem Abschluss der Vor-
verbrennung, aber vor dem Einsetzen der Hauptverbrennung. In Versuchen hat
sich herausgestellt, dass der Ansteuerbeginn der Haupteinspritzung plus 4 °KW
(ABHE+4°KW) ein gut geeigneter Zeitpunkt zur Beurteilung des Konditionie-
rungserfolgs ist. Die zu diesem Zeitpunkt errechnete Massenmitteltemperatur
wird mit T
Zyl_ABHE+4°KW
bezeichnet.
Alternativ zu einem festen Versatz könnte ein Modell für Zündverzug und Spritz-
verzug der Haupteinspritzung zum Einsatz kommen. Die somit berechnete Zün-
dung der Haupteinspritzung kann dann als Zeitpunkt zur Beurteilung des Vor-
einspritzerfolgs verwendet werden. Allerdings wäre der Zeitpunkt der
Beurteilung somit an die Zylindertemperatur gekoppelt. Dieser Quereinfluss
würde die Applikation erschweren.
Neben der Zylindertemperatur kann auch der Zylinderdruck (p
Zyl_ABHE+4°KW
) zur
Beurteilung des Voreinspritzerfolgs verwendet werden. Eine Analyse weiterer
möglicher Größen zur Beurteilung des Voreinspritzerfolgs wird in Abschn. 5.2.1
durchgeführt. Der Zeitpunkt der Beurteilung (ABHE+4°KW) wird hierbei beibe-
halten.
Grundlagen und Stand der Technik
- 44 -
ABVE ABHE
Pos
dQb
/dϕ
HV_max
ABVE
SA
AEVE
AEHE
AEVE
AEHE
SP
Q
b
in J
-50
75
200
325
450
ϕ in °KW
350 365 380
p
Zyl
[bar]
32
38
44
50
ϕ in °KW
350 365 380
T
Zyl
in K
800
975
1150
1325
1500
ϕ in °KW
350 365 380
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
8
25
43
60
ϕ in °KW
350 365 380
ABHE
p
Zyl_ABHE+4°KW
Pos
dQb
/dϕ
VV_max
T
Zyl_ABHE+4°KW
τ
ZV
τ
ZV_VE
VSP
VV
VSP
Abb. 2-7: Definition von Größen der Einspritzsteuerung und zur Beurteilung des
Konditionierungserfolgs
Zündverzug von Vorverbrennung und Hauptverbrennung
Der Zündverzug ist als der Abstand zwischen Einspritzbeginn und Brennbeginn
definiert. Aus Gründen der Handhabbarkeit wird der Zündverzug für diese Ar-
beit als die Zeitspanne zwischen Ansteuerbeginn und Brennbeginn definiert.
Die Differenz zwischen Ansteuerbeginn und Einspritzbeginn wird somit ver-
nachlässigt. Der Brennbeginn wird über die erste detektierbare Wärmefreiset-
zung beschrieben. Im Falle von mehr als einer Einspritzung besitzt jede einzel-
ne Einspritzung einen eigenen Zündverzug, da sich der Zylinderzustand
zwischen den Einspritzungen stark unterscheidet. Im Folgenden werden daher
der Zündverzug der Voreinspritzung (τ
ZV_VE
) und der Zündverzug der Hauptein-
spritzung (τ
ZV
) als gesonderte Größen verwendet.
F. Ramsperger
- 45 -
Maximale Brennrate der Vorverbrennung
Eine wichtige Größe zur Beurteilung der zeitlichen Lage der Verbrennung im
Zylinder ist der Verbrennungsschwerpunkt. Dieser kann für Vor- und Haupt-
verbrennung einzeln und für die gesamte Verbrennung ermittelt werden. Der
Verbrennungsschwerpunkt der Vorverbrennung wird im Rahmen dieser Arbeit
als VSP
VV
, der Verbrennungsschwerpunkt der gesamten Verbrennung als VSP
abgekürzt. Der Verbrennungsschwerpunkt der Hauptverbrennung findet keine
Verwendung.
Insbesondere für die Vorverbrennung, welche eine sehr kurze Brenndauer hat,
stimmt die Lage der maximalen Brennrate gut mit dem Verbrennungsschwer-
punkt überein (siehe auch Abb. 2-7). Daher wird die Kurbelwellenstellung zum
Zeitpunkt der maximalen Brennrate der Vorverbrennung (Pos
dQb/dϕ_VV max
) als
Größe zur Beschreibung der zeitlichen Lage der Vorverbrennung verwendet.
Wärmefreisetzung von Vor- und Hauptverbrennung
Analog zur maximalen Brennrate der Vorverbrennung wird die kumulierte Wär-
me nach der Vorverbrennung und nach der Hauptverbrennung betrachtet, wo-
bei die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung (Q
b_VV
) für eine Regelung der
Voreinspritzung von besonderer Relevanz ist.
F. Ramsperger
- 47 -
3 Versuchsaufbau und Versuchsplanung
3.1 Versuchsaufbau
Die experimentellen Untersuchungen zu dieser Arbeit wurden am Einzylinder-
forschungsmotor des Fachgebiets Verbrennungskraftmaschinen der Techni-
schen Universität Berlin durchgeführt. Die Brennraumgeometrie des verwende-
ten Einzylindermotors basiert auf der Motorbaureihe OM 646 der Daimler AG,
wobei das Verdichtungsverhältnis auf ε = 15,88 verkleinert wurde. Hierbei wur-
de die Brennraumform, durch einen Wandabtrag von konstanter Stärke in der
Kolbenmulde, soweit möglich beibehalten. Der Ausgangsmotor war von der IAV
GmbH auf einen Zylinder reduziert und zum Massenausgleich mit vier Aus-
gleichswellen versehen worden. Zudem war ein neuer Zylinderkopf konstruiert
worden, der über zwei gesonderte Indizierzugänge und eine zentrale Injektorla-
ge verfügt (Abb. 3-2, Abb. 3-3). Als Einspritzsystem kommen Common-Rail-
Komponenten der Bosch GmbH zum Einsatz. Die geometrischen Größen und
Eigenschaften von Motor und Einspritzsystem sind in Tab. 3-1 detailliert aufge-
führt.
Der Motor ist auf einem Prüfstandsfundament in einer Prüfstandszelle installiert
und über eine elastische Welle mit einer Gleichstrombremse verbunden. Die
elastische Welle ist für einen überkritischen Betrieb ab ca. 600 min
-1
ausgelegt.
Sämtliche Versorgungsaggregate des Motors, wie zum Beispiel Motoröl- und
Kühlwasserversorgung, werden prüfstandsseitig bereitgestellt, um einen wei-
testgehend flexiblen und von Quereinflüssen entkoppelten Motorbetrieb zu ge-
währleisten.
Zudem ist die Prüfstandszelle gasdicht ausgeführt und mit Unterdruck beauf-
schlagt. Sie ist aus Sicherheitsgründen an eine Gas- und Feuerwarnanlage mit
automatischer Abschaltung und Löschung angeschlossen. Die Vorderansicht
des Einzylinderforschungsmotors in der Prüfstandszelle ist in Abb. 3-1 darge-
stellt. Für eine detaillierte Beschreibung des Versuchsaufbaus wird auf die vom
Verfasser betreuten studentischen Arbeiten verwiesen [82-86].
Die Versorgungsaggregate des Motors und externe Größen, wie zum Beispiel
die AGR-Rate, werden über eine in der Softwareumgebung Labview entwickelte
Prüfstandssteuerung überwacht und geregelt. Zusätzlich übernimmt diese Prüf-
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 48 -
standssteuerung weniger kritische Sicherheitsüberwachungen und die Auf-
zeichnung der prüfstandsseitigen Messdaten.
Abb. 3-1: Vorderansicht des Einzylinder-Forschungsmotors in der
Prüfstandszelle
Für eine detaillierte Beschreibung der Prüfstandssoftware sei an dieser Stelle
auf [84] verwiesen. Eine Schemazeichnung des Prüfstandsaufbaus mit den er-
fassten Messgrößen findet sich im Anhang unter Abschn. A1.
Das Einspritzsystem wird von einer Motorsteuerung der Firma IAV GmbH an-
gesteuert [87]. Diese Motorsteuerung übernimmt zentrale Sicherheitsfunktionen
und ermöglicht das freie Einstellen von bis zu fünf einzelnen Einspritzungen.
Zudem bietet die Motorsteuerung die Möglichkeit neu erstellte Software-
Strukturen einzubinden. Diese Funktionalität ist wesentlich für die angestrebte
Regelung der Vorverbrennung. Darüber hinaus beinhaltet die Motorsteuerung
bereits eine zylinderdruckbasierte Regelung von Verbrennungsschwerpunkt
F. Ramsperger
- 49 -
und indiziertem Mitteldruck der Hochdruckschleife [65]. Diese Regler werden al-
lerdings erst im dritten Abschnitt der experimentellen Untersuchungen einge-
setzt.
Die Zylinderdruckindizierung und deren Auswertung hinsichtlich
• indiziertem Mitteldruck,
• Verbrennungsgeräusch,
• maximalem Druckgradient,
• Verbrennungsschwerpunkt und
• Verbrennungsstabilität
in Echtzeit wird von einem Indiziersystem der Firma AVL übernommen. Mit Hilfe
dieses Messgerätes werden die genannten Berechnungsergebnisse online an-
gezeigt. Somit wird das manuelle Einstellen eines Betriebspunkts ermöglicht.
Die für die Zylinderdruckindizierung notwendige Indiziermesskette besteht aus
zwei voneinander unabhängig betriebenen, piezoelektrischen Zylinderdruck-
sensoren, welche im Zylinderkopf des Versuchsmotors eingebaut sind. Bei der
Anfertigung der Indizierbohrungen wurde auf eine möglichst plane Lage der Zy-
linderdrucksensoren im Zylinderkopf geachtet, um Pfeifenschwingungen zu
vermeiden (Abb. 3-2, Abb. 3-3). Das Signal dieser Sensoren wird über hoch-
ohmige Kabel an Ladungsverstärker geleitet, dort verstärkt und dem Indizier-
system zugeführt. Um eine hohe Messgenauigkeit sicherzustellen, wird eine
Kalibration der gesamten Messstrecke über Ladungsverstärker und Indiziersys-
tem durchgeführt.
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 50 -
Abb. 3-2: Schnitt des Zylinderkopfs mit Indizierzugang 1
Die Kalibrationskoeffizienten der Zylinderdrucksensoren werden dem Herstel-
lerprotokoll entnommen. Um eine Drift zu vermeiden, wird der Nullpunkt des Zy-
linderdrucksignals über eine thermodynamische Korrekturfunktion kalibriert. Der
obere Totpunkt des Kolbens wird über den Zylinderdruckverlauf ermittelt, wobei
ein thermodynamischer Verlustwinkel von 0,6° KW berücksichtigt wird [88].
Hierbei wurde der thermodynamische Verlustwinkel nach Erfahrungswerten ab-
hängig von Motorkategorie und vornehmlichem Lastzustand bei Teillast ge-
wählt. Die Ermittlung der Kurbelwellenstellung wird über einen Drehwinkelgeber
mit einer Auflösung von einem Grad Kurbelwinkel durchgeführt. Dieser wird
vom Indiziersystem auf die gewählte Auflösung von 0,2°KW interpoliert.
F. Ramsperger
- 51 -
Abb. 3-3: Schnitt des Zylinderkopfs mit Indizierzugang 2
Der Prüfstand ist mit konventioneller Abgasmesstechnik zur Erfassung der
Komponenten O
2
, CO
2
, NO
x
, HC und CO ausgestattet. Die Abgasmesstechnik
wird täglich mit dem Einsatz von Kalibriergasen kalibriert. Die Ermittlung der
Schwärtzungszahl erfolgt über ein Smokemeter der Firma AVL GmbH. An-
schließend wird mittels einer, vom Hersteller des Smokemeters gegebenen,
Korrelation aus der Schwärzungszahl die Rußmasse berechnet [26, 89].
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 52 -
Tab. 3-1: Geometrische Größen und Eigenschaften des verwendeten Einzylindermotors und
des Einspritzsystems
Die Auswertung der gewonnenen Messdaten erfolgt über ein eigens dafür ent-
wickeltes Matlab-Script. Dieses führt die EWG/ECE-konforme Umrechnung der
Schadstoffkonzentrationen in Schadstoffmassenströme durch und bezieht diese
auf die indizierte Leistung [90].
Die thermodynamische Analyse der Indizierdaten wird über ein von der IAV
GmbH bereitgestelltes und vom Autor angepasstes Matlab-Programm durchge-
führt. Es werden die üblicherweise vorgenommenen Vereinfachungen getroffen.
Eine detaillierte Beschreibung der angewendeten thermodynamischen Analyse
findet sich in [33].
820 cm³ / 60 sDüsendurchfluss
153°Einspritzwinkel
7Anzahl Düsenlöcher
Servo MagnetventilInjektortyp
5000 min
-1
Maximale Drehzahl
Common-RailEinspritzsystem
220 barMaximal zulässiger Zylinderdruck
537 cm³Hubraum
88 mm / 88,34 mmBohrung / Hub
Omega-MuldeBrennraum
15,88Verdichtungsverhältnis
Viertakt-DieselMotortyp
820 cm³ / 60 sDüsendurchfluss
153°Einspritzwinkel
7Anzahl Düsenlöcher
Servo MagnetventilInjektortyp
5000 min
-1
Maximale Drehzahl
Common-RailEinspritzsystem
220 barMaximal zulässiger Zylinderdruck
537 cm³Hubraum
88 mm / 88,34 mmBohrung / Hub
Omega-MuldeBrennraum
15,88Verdichtungsverhältnis
Viertakt-DieselMotortyp
F. Ramsperger
- 53 -
3.2 Versuchsplanung
3.2.1 Versuchsdurchführung und Methodik
Die experimentellen Untersuchungen dieser Arbeit gliedern sich in drei Ver-
suchsabschnitte:
1. Untersuchungen zu den Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf
das dieselmotorische Brennverfahren
2. Systemidentifikation der Vorverbrennung
3. Funktionsnachweis des entwickelten Reglers für die Vorverbrennung
Bei allen Versuchsabschnitten werden zu Beginn eines jeden Messtages zwei
Referenzbetriebspunkte eingestellt. Anhand eines Vergleichs der Messdaten
dieser Referenzbetriebspunkte zwischen den einzelnen Messtagen werden
Funktion und Genauigkeit des Messaufbaus überprüft. Die Referenzbetriebs-
punkte werden so gewählt, dass ein deutlicher Unterschied in wesentlichen Mo-
torbetriebsgrößen und Abgasemissionen vorliegt um den Messbereich der
Messgeräte möglichst gut auszunutzen.
Die Motorbetriebswerte sämtlicher eingestellter Motorbetriebspunkte werden
jeweils aus zwei aufeinander folgenden Messungen gespeichert, um die Ein-
zelmessungen abzusichern. Die Variationen der Motorbetriebsparameter, wie
zum Beispiel des Verbrennungsschwerpunkts, werden am selben Messtag
durchgeführt, um einen kontinuierlichen Messverlauf sicherzustellen und Ände-
rungen der Randbedingungen, wie zum Beispiel des Umgebungsdrucks, aus-
zuschließen.
Beim Wechsel des Versuchskraftstoffs wird der vorherige Kraftstoff komplett
abgelassen. Anschließend werden die Leitungen mit Druckluft ausgeblasen und
die Kraftstofffilter gewechselt. Nach dem Wiederauffüllen des Kraftstoffsystems
mit dem neuen Kraftstoff wird das System entlüftet und der Motor eine Weile bei
höherer Last betrieben, um mögliche letzte Reste des vorherigen Kraftstoffs zu
entfernen.
Für den Einsatz von Kraftstoffen mit nicht-normgerechten Eigenschaften gilt
insbesondere bei abweichenden Werten für Viskosität, Dichte und Heizwert,
dass die Einspritzzeiten von Vor- und Haupteinspritzung für einen in Menge und
zeitlicher Lage identischen Energieeintrag wie bei Dieselkraftstoff angepasst
werden müssen. Zum Einhalten einer, aufgrund des Referenzbetriebs mit Die-
selkraftstoff, gegebenen Last und eines gegebenen Verbrennungsschwerpunkts
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 54 -
müssen damit sowohl Ansteuerbeginn als auch Ansteuerdauer der Hauptein-
spritzung angepasst werden. Dieses Vorgehen kompensiert bereits einen deut-
lichen Einfluss der nicht-normgerechten Kraftstoffeigenschaften, wie zum Bei-
spiel einen späteren Verbrennungsschwerpunkt bei Kraftstoffen niedriger
Cetanzahl. Es dient zur Aufteilung der Einflüsse der nicht-normgerechten Kraft-
stoffe in direkte und indirekte Einflüsse auf Schadstoffemission und Verbren-
nungsgeräusch. Als direkte Einflüsse werden diejenigen Einflüsse definiert, die
auch bei identischem Brennverlauf im Vergleich zum Betrieb mit Dieselkraftstoff
auftreten. Indirekte Einflüsse hingegen beschreiben Einflüsse auf den Brennver-
lauf, in deren Folge sich die Schadstoffemissionen und oder das Verbrennungs-
geräusch ändern.
3.2.2 Erster Versuchsabschnitt: Auswirkungen der
Kraftstoffeigenschaften
Ziel der Untersuchungen des ersten Versuchsabschnitts ist es, die bestehenden
Literaturangaben zu den Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf das die-
selmotorische Brennverfahren für einen aktuellen Dieselmotor zu überprüfen.
Im Speziellen soll neben dem Einfluss der Cetanzahl der Einfluss des Verdamp-
fungsverhaltens ermittelt werden, da dieser bisher wenig untersucht ist.
Im Rahmen des ersten Versuchsabschnitts werden daher die Auswirkungen
von Mischungen aus Iso-Oktan und n-Heptan (Kraftstoff A, B, C) und von
Rapsmethylester (RME) auf die Motorbetriebswerte und die Abgasemissionen
eines Dieselmotors untersucht und mit den entsprechenden Werten beim Be-
trieb mit herkömmlichem Dieselkraftstoff nach DIN-EN 590 verglichen. Die
Kraftstoffe werden so gewählt, dass eine möglichst unabhängige Variation von
Cetanzahl, Aromatengehalt und Verdampfungseigenschaften erreicht wird. Die
bei den Mischungen eingestellten Kraftstoffeigenschaften des ersten Versuchs-
abschnitts sind in Tab. 3-2 dargestellt. Eine detaillierte Aufstellung der Kraft-
stoffeigenschaften der Versuchskraftstoffe findet sich im Anhang unter A2. Bei
der Berechnung nicht gegebener Kraftstoffkenngrößen, wie zum Beispiel des
Mindestluftbedarfs, wurde auf [91] zurückgegriffen.
F. Ramsperger
- 55 -
Tab. 3-2: Kraftstoffeigenschaften der Versuchskraftstoffe für den ersten Versuchsabschnitt
Für die Untersuchungen im ersten Versuchsabschnitt werden die in Tab. 3-3
aufgeführten Betriebspunkte ausgewählt. Bei der Auswahl der Betriebspunkte
wurde darauf geachtet, dass wesentliche Last- und Drehzahlzustände eines
Pkw-Dieselmotors repräsentiert sind. Die Wahl von Ladedruck (p
vE
) und Ein-
lasstemperatur (T
vE
) basiert auf Erfahrungswerten aus dem Betrieb von Vollmo-
toren mit Abgasturboaufladung, wobei ein geringer Sicherheitsabstand ein-
gehalten wurde. In Betriebspunkt BP1 wird daher ein Einlassdruck von 1 bar
angesetzt. Mit dieser Wahl des Einlassdrucks wird davon ausgegangen, dass
das Abgasenthalpieangebot in diesem Betriebspunkt bei einer Abgasturboauf-
ladung nicht für einen Ladedruck deutlich über dem Umgebungsdruck aus-
reicht. Mit steigender Last führt das erhöhte Abgasenergieangebot für Motoren
mit Abgasturboaufladung zu einem höheren möglichen Ladedruck. Dieser Zu-
sammenhang ist in Betriebspunkt BP2 abgebildet. Die Reduktion des Lade-
drucks hin zur Nenndrehzahl entspricht einer Serienapplikation, welche ein
leicht abfallendes Moment hin zur Nennleistung und insbesondere zur maxima-
len Leistung bei maximaler Drehzahl fordert und darüber hinaus einen gegebe-
nen maximalen Zylinderdruck einhalten muss (BP3).
Die Ansteuerdauer und der Ansteuerbeginn für die Voreinspritzung bei Betrieb
mit Dieselkraftstoff werden ähnlich einer Serienapplikation gewählt und für die
Versuchskraftstoffe gleich den Werten für Dieselkraftstoff eingestellt.
44,900,650,6942,298…104Kraftstoff C
45,000,610,6854,498…106Kraftstoff B
44,800,840,7169,398…279Kraftstoff A
39,994,170,8856,0351…357
Rapsmethylester
DIN-EN 14214
(RME)
42,883,420,8453,6284…355
Dieselkraftstoff
DIN-EN 590
(DK)
MJ/kgmm²/skg/m³-°C
HeizwertViskositätDichte
CZ
BASF
Siedekurve
T50%...T90%
Kraftstoff
44,900,650,6942,298…104Kraftstoff C
45,000,610,6854,498…106Kraftstoff B
44,800,840,7169,398…279Kraftstoff A
39,994,170,8856,0351…357
Rapsmethylester
DIN-EN 14214
(RME)
42,883,420,8453,6284…355
Dieselkraftstoff
DIN-EN 590
(DK)
MJ/kgmm²/skg/m³-°C
HeizwertViskositätDichte
CZ
BASF
Siedekurve
T50%...T90%
Kraftstoff
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 56 -
Tab. 3-3: Betriebspunkte zur Analyse der Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf die
Motorbetriebswerte und die Abgasemission des Versuchsmotors
9
Zum Aufzeigen der indirekten Einflüsse werden bei den Untersuchungen des
ersten Versuchsabschnitts zusätzliche Betriebspunkte bei einem Betrieb mit
den Versuchskraftstoffen ohne eine Anpassung der Ansteuerzeiten an den je-
weiligen Versuchskraftstoff eingestellt. Für diese Betriebspunkte werden insbe-
sondere die Wärmefreisetzung und der maximale Druckgradient ausgewertet.
Für die Betriebspunkte BP1 und BP2 werden zudem die Emissionen anhand
einer Variation des Verbrennungsschwerpunkts mit je Kraftstoff angepassten
Einspritzzeiten bewertet. Ein Vergleich des Motorbetriebs mit und ohne Anpas-
sung der Einspritzzeiten wird exemplarisch am Beispiel des Volllastbetriebs-
punkts (BP3) in Abschn. 4.3 gezeigt.
BP1: Referenzbetriebspunkt für die untere Teillast
Der Motorbetrieb bei unterer Teillast zeichnet sich aufgrund der Randbedingun-
gen, die aus der Auslegung der Aufladegruppe und der Emissionsgesetzge-
bung resultieren, durch geringe Ladedrücke und hohe AGR-Raten aus. Diese
Randbedingungen wurden auf den für die untere Teillast als repräsentativ aus-
gewählten Betriebspunkt 1 (BP1) mit einer Last von p
mi_HD
= 4,8 bar übertragen.
Zur Reduktion des Verbrennungsgeräuschs, welches für Serienmotoren auf-
grund von Kundenanforderungen ein weiteres wesentliches Auslegungskriteri-
um in diesem Lastbereich ist, werden eine oder mehrere Voreinspritzungen
eingesetzt. Die verhältnismäßig niedrige Last in Kombination mit dem verklei-
nerten Verdichtungsverhältnis des Versuchsmotors von ε = 15.88 und einer
Temperatur vor Einlass von 60°C führt zu einer geringen Zylindertemperatur
zum Zeitpunkt des Einspritzbeginns der Voreinspritzung. Dieser Zylinderzu-
stand repräsentiert somit den unteren Arbeitsbereich der entwickelten Regelung
der Voreinspritzung.
9
Aus Bauteilschutzgründen wird die Variation des Verbrennungsschwerpunkts für Betriebs-
punkt 3 bei einer reduzierten Last von p
mi_HD
= 18 bar durchgeführt.
ohne502,51600
18,0-
20,0
[9]
4000
BP3
1,5703,0135015,02350BP2
3,0601,07504,81650BP1
mg/Hub°CbarBarBarmin
-1
-
m
VE
T
vE
p
vE
p
Rail
p
mi_HD
DrehzahlBetriebspunkt
ohne502,51600
18,0-
20,0
[9]
4000
BP3
1,5703,0135015,02350BP2
3,0601,07504,81650BP1
mg/Hub°CbarBarBarmin
-1
-
m
VE
T
vE
p
vE
p
Rail
p
mi_HD
DrehzahlBetriebspunkt
F. Ramsperger
- 57 -
BP2: Referenzbetriebspunkt für die obere Teillast
Der Motorbetrieb bei oberer Teillast zeichnet sich gegenüber dem Betrieb bei
unterer Teillast durch höhere Zylinderdrücke und Temperaturen aus. Auch in
der oberen Teillast sorgt der Einsatz von Voreinspritzungen für einen möglichst
geräuscharmen Motorbetrieb. Für viele Motor-Fahrzeug-Kombinationen liegt
dieser Betrieb gerade noch innerhalb der gesetzlich vorgeschriebenen Fahrzyk-
len. Allerdings tritt der Betrieb in oberer Teillast innerhalb der Fahrzyklen deut-
lich seltener auf als der Betrieb in unterer Teillast. Aufgrund der höheren Zylin-
dertemperatur im Vergleich zum Betrieb in unterer Teillast repräsentiert der
Betrieb in oberer Teillast den oberen Arbeitsbereich der entwickelten Regelung
der Voreinspritzung. Für höhere Lasten kommen in aller Regel keine Vorein-
spritzungen mehr zum Einsatz.
BP3: Referenzbetriebspunkt für die Nennleistung
Der Motorbetrieb bei Nenndrehzahl ist durch die Forderung nach einer mög-
lichst hohen Spitzenleistung und damit, für einen gegebenen Motor und eine
gegebene Nenndrehzahl, nach möglichst hoher Last gekennzeichnet. In aller
Regel wird eine einzelne Einspritzung angewendet, da das Verbrennungsge-
räusch aufgrund hoher Fahrgeräusche eine untergeordnete Rolle spielt. Häufig
wird der Verbrennungsschwerpunkt verhältnismäßig spät gewählt, um bei vor-
gegebenem maximalem Zylinderdruck eine möglichst hohe Last erzielen zu
können. Diese Maßnahme ist allerdings durch die maximal zulässige Abgas-
temperatur begrenzt, welche in der Regel von Bauteilschutzmaßnahmen für die
Turbine des Abgasturboladers bestimmt wird. Bei nahezu allen gesetzlich gülti-
gen Pkw-Abgastestzyklen und Motor-Fahrzeug-Kombinationen wird der Motor-
betrieb bei Volllast nicht berücksichtigt.
3.2.3 Zweiter Versuchsabschnitt: Systemidentifikation der
Vorverbrennung
Ziel des zweiten Versuchsabschnitts ist es, eine möglichst genaue Beschrei-
bung des Einflusses von Spritzabstand und Voreinspritzmenge auf das Brenn-
verfahren zu ermitteln. Dazu wird eine Variation dieser Größen durchgeführt.
Die genaue Kenntnis des Systemverhaltens dient zur Entwicklung des Reglers
für die Vorverbrennung, der Auswahl von Regelgrößen und der Festlegung der
später festzulegenden Sollwerte für den Reglerbetrieb. Dieser Versuchsab-
schnitt wird aufgrund einer begrenzten Verfügbarkeit der Versuchskraftstoffe
Versuchsaufbau und Versuchsplanung
- 58 -
ausschließlich mit Dieselkraftstoff durchgeführt, wofür die in Tab. 3-4 dargestell-
ten Betriebspunkte BP4 und BP5 ausgewählt wurden.
Tab. 3-4: Betriebspunkte für den zweiten Versuchsabschnitt
Bei den im zweiten Versuchsabschnitt durchgeführten Versuchen werden alle
Betriebspunkte über eine Anpassung der AGR-Rate auf eine konstante spezifi-
sche NO
x
-Emission von 0,4 g/kWh eingestellt, um eventuelle Abweichungen in
der Rußemission beim Betrieb mit den Versuchskraftstoffen eindeutig bewerten
zu können. Der Verbrennungsschwerpunkt und die Last werden über eine An-
passung von Einspritzbeginn und Einspritzdauer der Haupteinspritzung für die
jeweiligen Kraftstoffe gleich eingestellt.
Bei der Bewertung der Emissionsergebnisse für diesen Versuchsabschnitt
muss beachtet werden, dass die Voreinspritzung Druckwellen in Einspritzleitung
und Kraftstoffspeicher anregt. Diese und die zusätzlich durch die Hochdruck-
pumpe induzierten Druckpulse führen zu einer Druckschwankung am Injektor.
Bei einer Variation des Spritzabstands ändert sich die zeitliche Lage der reflek-
tierten Druckwelle im Einspritzsystem. Daher wird bei einer Variation des
Spritzabstands auch immer der Einspritzdruck für die Haupteinspritzung in ge-
ringem Maße variiert. Um diesen Einfluss so gering wie möglich zu halten, wur-
de für den Einzylindermotor ein Einspritzsystem mit zusätzlichen Druckspei-
chern aufgebaut. Dieses ist, aufgrund des zusätzlich zur Verfügung stehenden
Volumens, in der Lage, die Druckschwankungen auf ein Minimum zu reduzie-
ren.
3.2.4 Dritter Versuchsabschnitt: Motorbetrieb mit Regelung der
Vorverbrennung
Abschließend wird der für die Vorverbrennung entwickelte Regler am Motor-
prüfstand in Betrieb genommen und exemplarisch mit dem Versuchskraftstoff
RME getestet. Hierbei soll die Funktionsfähigkeit des Reglers nachgewiesen
und der Regelerfolg bewertet werden. Aufgrund einer begrenzten Verfügbarkeit
der Versuchskraftstoffe A, B, C werden keine weiterführenden Versuche mit
0,4601,91000103772000BP5
0,4601,07504,83731650BP4
g/kWh°Cbar barbar°KWmin
-1
-
NO
x
T
vE
p
vE
p
Rail
p
mi_HD
VSPDrehzahlBetriebspunkt
0,4601,91000103772000BP5
0,4601,07504,83731650BP4
g/kWh°Cbar barbar°KWmin
-1
-
NO
x
T
vE
p
vE
p
Rail
p
mi_HD
VSPDrehzahlBetriebspunkt
F. Ramsperger
- 59 -
diesen Kraftstoffen durchgeführt. Die Eignung des Reglers für diese Kraftstoffe
wird daher theoretisch anhand der Ergebnisse der manuellen Kompensation in
Abschn. 5.4 betrachtet. Als Betriebspunkt für den Funktionsnachweis wird Be-
triebspunkt BP5 aus Tab. 3-4 gewählt.
F. Ramsperger
- 61 -
4 Auswirkungen nicht-normgerechter
Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
4.1 Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den
Motorbetrieb bei unterer Teillast
Für die Untersuchungen mit den Versuchskraftstoffen bei Betriebspunkt BP1
und ohne an den jeweiligen Versuchskraftstoff angepasste Ansteuerzeiten zeigt
sich mit sinkender Cetanzahl der Versuchskraftstoffe eine im Vergleich zu Die-
selkraftstoff geringere Energiefreisetzung der Voreinspritzmenge. Dies führt bis
zum vollständigen Ausbleiben einer Vorverbrennung, beim Kraftstoff C, mit ei-
ner Cetanzahl von 42, (siehe Abb. 4-1).
Die abweichende Vorverbrennung führt zu einer deutlichen Änderung des Zy-
lindertemperaturverlaufs (Abb. 4-2). Zum Beurteilungszeitpunkt des Vorein-
spritzerfolgs10 (ABHE+4°KW) weicht die Massenmitteltemperatur beim Betrieb
mit den Versuchskraftstoffen B und C um bis zu 175 K und somit deutlich vom
Betrieb mit Dieselkraftstoff ab. Ausgehend vom klassischen, diffusionsgesteuer-
ten Brennverfahren für Dieselkraftstoff, RME und Kraftstoff A, wird aufgrund der
geringeren Energieumsetzung der Voreinspritzmenge für Kraftstoff B und C der
Zündverzug daher verlängert und so in ein teilhomogenes Brennverfahren über-
gegangen.
Die Brennverfahrensänderung bei geringerer Energiefreisetzung der Vorver-
brennung führt damit zu einer abweichenden Wärmefreisetzung der Hauptein-
spritzung, wie in Abb. 4-1 ersichtlich. Insbesondere für Kraftstoff C wird die
Wärmefreisetzung soweit verzögert, dass sich ein deutlich späterer Verbren-
nungsschwerpunkt einstellt.
10
Siehe auch Abschn. 2.5
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 62 -
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
10
30
50
70
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dQ
b
/dϕ inJ/°KW
-5
15
35
Abb. 4-1: Brennverlauf bei BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar,
VSP=373°KW, AGR=30%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
Die gegenüber dem Dieselkraftstoff abweichende Wärmefreisetzung der alter-
nativen Kraftstoffe führt letztlich zu einem abweichenden maximalen Zylinder-
druckgradienten (Abb. 4-3), welcher für das jeweilige Verbrennungsgeräusch
entscheidend ist. Da die Voreinspritzmenge zu einer Verbrennung zu einem für
das Verbrennungsgeräusch ungünstigen Zeitpunkt führt, kann diese, trotz ge-
ringerer Energiefreisetzung im Vergleich zur Hauptverbrennung, die Ursache für
den maximalen Druckgradienten sein. Dies gilt insbesondere für die untere Teil-
last, wo die Einspritzmenge der Voreinspritzung häufig einen wesentlichen An-
teil an der insgesamt eingespritzten Kraftstoffmenge ausmacht. Die genauere
Betrachtung des Zylinderdruckgradientenverlaufs in Abb. 4-3 zeigt, dass sowohl
die Verbrennung der Voreinspritzmenge, als auch die Verbrennung der Haupt-
einspritzmenge zu einem globalen Maximum im Zylinderdruckgradienten führen
kann. Für eine leise Verbrennung ist somit sowohl die zeitliche Lage, als auch
die Energieumsetzung der Voreinspritzmenge von wesentlicher Bedeutung.
F. Ramsperger
- 63 -
T
Zyl
in K
500
750
1000
1250
1500
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
ABHE+4°KW
T
Zyl
in K
800
950
1100
Abb. 4-2: Zylindertemperaturverlauf für BP1 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=373°KW, AGR=30%) ohne angepasste
Ansteuerzeiten bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
dp/dϕ in bar/°KW
-2
-1
0
1
2
3
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dp/dϕ in bar/°KW
-1
1
3
Abb. 4-3: Zylinderdruckgradient für BP1 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=373°KW, AGR=30%) ohne angepasste
Ansteuerzeiten bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 64 -
Für die Variation des Verbrennungsschwerpunkts in Betriebspunkt BP1 beim
Betrieb mit alternativen Kraftstoffen und mit, für konstante Last und konstanten
Verbrennungsschwerpunkt, angepasstem Einspritzbeginn und angepasster Ein-
spritzdauer der Haupteinspritzung zeigen sich deutliche Abweichungen in den
Schadstoffemissionen. Diese liegen sowohl in direkten, als auch in indirekten
Einflüssen11 der Kraftstoffeigenschaften der alternativen Kraftstoffe begründet.
Noise (AVL) in dB(A)
75
80
85
90
95
100
NO
x
in g/kWh
0.0 0.5 0.9 1.4 1.8
CO in g/kWh
0
4
8
12
16
dp/dϕ
max
in bar/°KW
0
3
6
9
12
NO
x
in g/kWh
0.0 0.5 0.9 1.4 1.8
Ruß in g/kWh
0.00
0.02
0.04
0.06
0.08 DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-4: Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP1
(n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=363-383°KW) bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten Ansteuer-
zeiten
Der durch die abweichende Vorverbrennung ausgelöste Übergang in ein ande-
res Brennverfahren führt zu indirekten Änderungen in Schadstoff- und Ge-
räuschemission. Dieser Übergang wird hierbei nicht durch die Verdampfungsei-
genschaften der Versuchskraftstoffe, sondern durch deren Cetanzahl
verursacht. Daher zeigt allein Kraftstoff C keine Energiefreisetzung der Vor-
verbrennung (Abb. 4-2). Die Ergebnisse der Untersuchungen mit Dieselkraft-
stoff zeigen die höchsten Rußemissionen, welche mit sinkender Cetanzahl der
Versuchskraftstoffe abnehmen, wie in Abb. 4-4 ersichtlich ist. Dieses Verhalten
liegt in dem mit sinkender Cetanzahl steigenden Zündverzug begründet, wel-
cher einen höheren Vormischanteil verursacht und so die Rußemissionen auf
Kosten des Verbrennungsgeräuschs senkt.
11
Die Definition direkter und indirekter Einflüsse findet sich in Abschn. 3.2.1.
F. Ramsperger
- 65 -
Neben diesen indirekten Einflüssen auf Schadstoffemission und Verbrennungs-
geräusch gibt es direkte Einflüsse aufgrund der chemischen Zusammensetzung
der Versuchskraftstoffe. Beim Motorbetrieb mit RME wird aufgrund des Sauer-
stoffanteils dieses Kraftstoffs trotz annähernd gleicher Cetanzahl eine geringere
Rußemission im Vergleich zu Dieselkraftstoff (Abb. 4-4) emittiert. Auch Kraft-
stoff B zeigt, trotz nahezu identischer Cetanzahl, eine im Vergleich zum Betrieb
mit Dieselkraftstoff deutlich geringere Rußemission. Dies liegt in dem geringe-
ren Aromatengehalt von Kraftstoff C begründet.
b
i
_
s
p
e
z
in MJ/kWh
7.0
8.0
9.0
10.0
p
m
i
_
H
D
in bar
4.00
4.50
5.00
5.50
6.00
NOx in g/kWh
0.0 0.5 0.9 1.4 1.8
V
S
P
i
n
°
K
W
360
365
370
375
380
385
NOx in g/kWh
0.0 0.5 0.9 1.4 1.8
P
o
s
dp/dϕ_max
i
n
°
K
W
345
355
365
375
385
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-5: Motorbetriebsgrößen für BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8
bar, VSP=363-383°KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstof-
fen und jeweils angepassten Ansteuerzeiten
Mit der stärkeren Ausprägung des teilhomogenen Betriebs aufgrund des gerin-
geren Energieumsatzes der Voreinspritzung tritt zunehmend der für diesen Be-
trieb bekannte Zielkonflikt zwischen CO-Emission und Verbrennungsgeräusch
auf. Kraftstoff C zeigt daher sehr geringe Rußemissionen bei einem Verbren-
nungsgeräusch noch unter dem beim Betrieb mit Dieselkraftstoff. Allerdings
werden beim Betrieb mit diesem Kraftstoff deutlich höhere CO-Emissionen frei
(Abb. 4-4). Für die Kraftstoffe A, B und C ergeben sich, wie erwartet, aufgrund
der geringeren Cetanzahlen höhere CO-Emissionen. Dieses Verhalten wird aus
den Ergebnissen für die Kraftstoffe A, B und C in Abb. 4-4 deutlich, wo bei
Kraftstoff A durchweg niedrigere CO-Emissionen auftreten als bei Kraftstoff B,
welcher wiederum niedrigere CO-Emissionen zeigt als Kraftstoff C. Bezüglich
der Emissionen bestätigen die hier gezeigten Untersuchengen somit die in der
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 66 -
Literatur angegebenen Resultate [32-33, 92-93]. Eine genauere Betrachtung
der Emissionen alternativer Kraftstoffe, auch für den teilhomogenen Betrieb,
findet sich in [37].
p
z
in bar
15
30
45
60
75
ϕ in °KW
340 360 380 400
dp/dϕ in bar/°KW
-4
0
4
8
12
ϕ in °KW
340 360 380 400
Kraft. C, VSP=363°KW
Kraft. C, VSP=373°KW
Kraft. C, VSP=383°KW
Abb. 4-6: Zylinderdruck und Zylinderdruckgradient für BP1 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=363, 373, 383°KW) bei Motorbetrieb mit Kraftstoff C
Die zeitliche Lage des maximalen Druckgradienten (Pos
dp/dϕ_max
) in Abb. 4-5
wird mit späterem Verbrennungsschwerpunkt nach spät verschoben. Allerdings
schlägt dieser Trend, außer für Kraftstoff A, für sehr späte Verbrennungs-
schwerpunkte um, und die zeitliche Lage des maximalen Druckgradienten
springt nach früh. Dieses Verhalten liegt in dem durch die Vorverbrennung ver-
ursachten Druckgradienten begründet, welcher für späte Verbrennungsschwer-
punkte höher ist als der maximale Druckgradient während der Hauptverbren-
nung. Dieses Verhalten ist exemplarisch für Kraftstoff C in Abb. 4-6 dargestellt.
F. Ramsperger
- 67 -
4.2 Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den
Motorbetrieb bei oberer Teillast
Die Untersuchungen bei Motorbetrieb in Betriebspunkt BP2, die ohne eine An-
passung der Einspritzzeiten für die jeweiligen Versuchskraftstoffe durchgeführt
wurden, zeigen eine deutliche Abweichung der Wärmefreisetzung der Ver-
suchskraftstoffe von der Wärmefreisetzung des Referenzkraftstoffs Dieselkraft-
stoff (Abb. 4-7).
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
15
40
65
90
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dQ
b
/dϕ inJ/°KW
-5
15
35
Abb. 4-7: Brennverlauf bei BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar,
VSP=377°KW, AGR=45%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
Für die Kraftstoffe A, B und C lässt sich keine Wärmefreisetzung der Vorein-
spritzmenge beobachten, während RME eine gegenüber Dieselkraftstoff erhöh-
te Wärmefreisetzung der Voreinspritzmenge zeigt (Abb. 4-7). Aufgrund der hö-
heren Zylinderwandtemperatur bei oberer Teillast im Vergleich zur unteren
Teillast steigt auch die Temperatur des Arbeitsgases im Zylinder zum Zeitpunkt
des Einspritzbeginns der Voreinspritzmenge. Bei diesen Bedingungen müsste
eine Zündung der Voreinspritzmenge auch bei einer niedrigen Cetanzahl des
Versuchskraftstoffs sicher möglich sein. Zudem weist nur Kraftstoff C eine, im
Vergleich zu Dieselkraftstoff, niedrigere Cetanzahl auf. Somit kann die ausblei-
bende Wärmefreisetzung für die Kraftstoffe A, B und C nicht an der abweichen-
den Cetanzahl liegen. Da bei der Kraftstoffauswahl neben der Cetanzahl auch
die Verdampfungseigenschaften variiert wurden, ist es wahrscheinlich, dass die
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 68 -
niedrigere Siedekurve der Kraftstoffe A, B und C zu der verminderten Wärme-
freisetzung führt. Vermutlich führt die schnellere Verdampfung dieser Kraftstoffe
zu einer vorgemischten Verbrennung, verbunden mit einem Abmagern des ent-
standenen Gemischs auf Werte außerhalb des Zündbereichs. Bestätigt wird
diese Vermutung durch die Ergebnisse der Versuche mit RME, da diese, trotz
einer mit Dieselkraftstoff vergleichbaren Cetanzahl von RME, eine höhere
Wärmefreisetzung der Voreinspritzmenge als beim Betrieb mit Dieselkraftstoff
zeigen, wobei RME eine im Vergleich zu Dieselkraftstoff erhöhte Siedelinie auf-
weist.
T
Zyl
in K
600
825
1050
1275
1500
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
ABHE+4°KW
T
Zyl
in K
900
1000
1100
Abb. 4-8: Zylindertemperaturverlauf für BP2 (n
M
=2350 min
-1
,
p
mi_HD
=15 bar, VSP=377°KW, AGR=45%) ohne angepasste An-
steuerzeiten bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
Die ausbleibende Wärmefreisetzung der Voreinspritzmenge für die Kraftstoffe
A, B und C führt zu einem deutlichen Unterschied im Zylindertemperaturverlauf
(Abb. 4-8) und somit zu einem erhöhten Anteil vorgemischter Verbrennung
(Abb. 4-7). Diese zeigt sich auch in deutlichen Unterschieden im maximalen Zy-
linderdruckgradient (Abb. 4-9). Für einen Motorbetrieb bei niedrigem Verbren-
nungsgeräusch muss daher die Verbrennung der Voreinspritzmenge für Kraft-
stoffe mit von Dieselkraftstoff abweichenden Eigenschaften über einen
Stelleingriff angepasst werden.
F. Ramsperger
- 69 -
dp/dϕ in bar/°KW
-5
0
5
10
ϕ
i
n
°
K
W
340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dp/dϕ in bar/°KW
-2
2
6
Abb. 4-9: Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15
bar, VSP=377°KW, AGR=45%) ohne angepasste Ansteuerzeiten
bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
Bei Kraftstoffen, bei denen eine Vorverbrennung auftritt (DK, RME) hängt das
Verbrennungsgeräusch, mit dp/dϕ als Ersatzgröße, bei Betriebspunkt BP2 na-
hezu ausschließlich von der zeitlichen Lage und der Intensität der Vorverbren-
nung ab. Dies liegt in dem gegenüber Betriebspunkt BP1 nach spät verschobe-
nen Verbrennungsschwerpunkt von Betriebspunkt BP2 begründet. Dieser
Zusammenhang wird insbesondere bei der Betrachtung des Zylinderdruckgra-
dientenverlaufs für den Versuchskraftstoff RME deutlich (Abb. 4-10). Die Er-
gebnisse der Variation des Verbrennungsschwerpunkts mit jeweils auf den Ver-
suchskraftstoff angepassten Einspritzzeiten der Haupteinspritzung (Abb. 4-11)
bestätigen das aus der Literatur bekannte Verhalten. Hierbei zeigen die Ergeb-
nisse des Betriebs mit Dieselkraftstoff die höchste Rußemission. Demgegen-
über stellen sich beim Betrieb mit den anderen Versuchskraftstoffen geringere
Rußemissionen ein. Die geringere Rußemission beim Betrieb mit RME wird
durch den Sauerstoffgehalt im Kraftstoff verursacht, welcher das globale
Verbrennungsluftverhältnis erhöht. So ist beim Betriebspunkt der oberen Teil-
last λ
V
beim Betrieb mit RME ca. 0,03 höher als beim Betrieb mit Dieselkraft-
stoff. Zusätzlich ist für diesen Kraftstoff lokal Sauerstoff im Kraftstoffstrahl vor-
handen, was die Rußemission weiter reduziert.
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 70 -
dp/dϕ in bar/°KW
-5
-2
1
4
7
ϕ in °KW
340 350 360 370 380
p
z
in bar
70
93
115
138
160
ϕ in °KW
340 350 360 370 380
RME, VSP=374°KW
RME, VSP=377°KW
RME, VSP=380°KW
RME, VSP=383°KW
Abb. 4-10: Zylinderdruckverlauf und Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
,
p
mi_HD
=15 bar, VSP=374-383°KW, AGR=45%) bei Motorbetrieb mit RME
Somit ist dieser Emissionsvorteil im Wesentlichen durch einen direkten Einfluss
der Kraftstoffeigenschaften begründet und nicht durch eine durch die Kraftstoff-
eigenschaften verursachte Brennverfahrensänderung. Die aufgrund der erhöh-
ten Wärmefreisetzung der Vorverbrennung zu erwartende höhere Rußemission
im Vergleich zu Dieselkraftstoff wird durch den Sauerstoffanteil von RME sogar
überkompensiert.
F. Ramsperger
- 71 -
Die verminderte Rußemission für die Kraftstoffe A, B, C (Abb. 4-11) liegt am ge-
ringeren Aromatengehalt dieser Kraftstoffe. Es handelt sich daher, wie bei
RME, um einen direkten Einfluss der Kraftstoffeigenschaften. Weiter sind die
Rußemissionen der Kraftstoffe A, B und C nach deren Cetanzahl gestaffelt, wo-
bei eine höhere Cetanzahl höhere Rußemissionen verursacht. Diese Staffelung
der Rußemission basiert auf einer höheren Homogenisierung der Zylinderla-
dung durch die Verlängerung des Zündverzugs bei niedriger Cetanzahl. Sie ist
somit in einer Brennverfahrensänderung begründet, was sich auch im höheren
Verbrennungsgeräusch beim Motorbetrieb mit Kraftstoff A im Vergleich zum
Motorbetrieb mit Kraftstoff C äußert.
Noise (AVL) in dB(A)
85.0
86.0
87.0
88.0
89.0
NO
x
in g/kWh
0.05 0.10 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35
CO in g/kWh
0
2
4
6
8
10
d
p
/
d
ϕ
max
i
n
b
a
r
/
°
K
W
3.5
4.0
4.5
5.0
5.5
NO
x
in g/kWh
0.05 0.10 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35
Ruß in g/kWh
0.0
0.1
0.3
0.4
0.6
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-11: Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP2
(n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP=375-383°KW, AGR=45%) bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Ansteuerzeiten
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 72 -
Der spezifische indizierte Kraftstoffverbrauch für RME liegt deutlich oberhalb
des jeweiligen Werts der anderen Kraftstoffe (Abb. 4-12). Da der in Abb. 4-12
als „Kraftstoffenergie“ angegebene Kraftstoffverbrauch den unterschiedlichen
Heizwert der Versuchskraftstoffe berücksichtigt, kann diese Abweichung nur
thermodynamisch begründet sein. Vermutlich führt die ausgeprägte Wärmefrei-
setzung der Voreinspritzmenge zu einem thermodynamisch ungünstigen Zeit-
punkt zu diesem erhöhten Kraftstoffverbrauch.
Die zeitliche Lage des maximalen Zylinderdruckgradienten rückt für spätere
Verbrennungsschwerpunkte nach spät. Dieser Trend wird beibehalten, bis die
Verbrennung so spät stattfindet, dass der maximale Druckgradient nicht mehr
während der Verbrennung, sondern bereits während der Kompressionsphase
auftritt (Abb. 4-12). Im Detail ist dieser Zusammenhang auch in Abb. 4-10 er-
sichtlich.
b
i_spez
in MJ/kWh
7.0
7.5
8.0
8.5
9.0
p
mi_HD
in bar
14.00
15.00
16.00
17.00
18.00
NO
x
in g/kWh
0.05 0.10 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35
V
S
P
i
n
°
K
W
370
374
378
381
385
NO
x
in g/kWh
0.05 0.10 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35
P
o
s
dp/dϕ_max
i
n
°
K
W
340
344
348
352
356
360
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-12: Motorbetriebsgrößen für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15
bar, VSP=375-383°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit unterschiedlichen
Kraftstoffen und jeweils angepassten Ansteuerzeiten
F. Ramsperger
- 73 -
4.3 Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften auf den
Motorbetrieb bei Nennleistung
Für den Motorbetrieb mit nicht-normgerechten Kraftstoffen ist das Erreichen der
spezifizierten Nennleistung eine zwingend einzuhaltende Bedingung. Insbeson-
dere bei Kraftstoffen mit geringerem Heizwert oder stark abweichenden hydrau-
lischen Eigenschaften müssen hierfür der Ansteuerbeginn und die Ansteuer-
dauer der Haupteinspritzung angepasst werden. Dies gilt insbesondere, wenn
zudem ein Betrieb bei vorgegebenem Verbrennungsschwerpunkt erreicht wer-
den soll.
I
Inj
in A
0
5
10
15
20
ϕ
i
n
°
K
W
320 340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
I
Inj
in A
0
10
20
Abb. 4-13: Injektorstrom für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar,
VSP=377 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und
jeweils angepassten Einspritzzeiten
Abb. 4-13 zeigt exemplarisch für alle Versuchskraftstoffe die notwendige An-
passung der Ansteuerdauer und des Ansteuerbeginns, um die jeweils gleichen
Werte für Last und Verbrennungsschwerpunkt für die untersuchten Versuchs-
kraftstoffe zu erreichen. Es wird deutlich, dass für Kraftstoffe mit geringerer Vis-
kosität (Kraftstoff A, B) die Ansteuerdauer deutlich geringer gewählt werden
muss, wobei Kraftstoff C diesen Trend nicht bestätigt. Abhängig von der Cetan-
zahl und somit vom Zündverzug eines Kraftstoffs muss zusätzlich der Einspritz-
beginn angepasst werden.
Die Anpassung der Einspritzzeiten für gleiche Verbrennungsschwerpunkte beim
Betrieb mit den jeweiligen Kraftstoffen führt zu nahezu identischen Zylinder-
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 74 -
druckverläufen (Abb. 4-14). Allein Kraftstoff C zeigt einen erhöhten Zylinder-
druckgradienten und einen erhöhten maximalen Zylinderdruck.
p
Zyl
in bar
0
50
100
150
200
ϕ in °KW
320 340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
p
Zyl
in bar
130
150
170
Abb. 4-14: Zylinderdruckverlauf für (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar,
VSP=377 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und
jeweils angepassten Einspritzzeiten
Der erhöhte maximale Zylinderdruckgradient beim Motorbetrieb mit Kraftstoff C
lässt sich mit der, gegenüber dem Referenzkraftstoff, geringeren Cetanzahl er-
klären. Diese führt zu einem verlängerten Zündverzug und somit zu einem er-
höhten Anteil von vorgemischter Verbrennung für Kraftstoff C. Dieser Sachver-
halt ist deutlich im Brennverlauf in Abb. 4-15 zu erkennen. Der erhöhte Anteil an
vorgemischter Verbrennung führt wiederum zu einem erhöhten Zylinderdruck-
gradienten für Kraftstoff C (Abb. 4-16). Da der Motorbetrieb bei Volllast in der
Regel ohne Voreinspritzungen appliziert wird, kann die Erhöhung des Zylinder-
druckgradienten in diesem Fall nicht über eine Regelung der Vorverbrennung
kompensiert werden. Allerdings ist der Fahrzeugbetrieb von Pkw bei Volllast
normalerweise nur bei kurzzeitigen Beschleunigungsvorgängen oder hohen
Fahrgeschwindigkeiten erforderlich, so dass ein erhöhtes Verbrennungsge-
räusch für diesen Lastzustand toleriert werden kann.
F. Ramsperger
- 75 -
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
10
30
50
7
0
ϕ
i
n
°
K
W
320 340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dQ
b
/dϕ inJ/°KW
0
40
80
Abb. 4-15: Brennverlauf für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar,
VSP=377 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und
jeweils angepassten Einspritzzeiten
dp/dϕ in bar/°KW
-5
-3
0
3
5
8
1
0
ϕ
i
n
°
K
W
320 340 360 380 400
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
dp/dϕ in bar/°KW
2
6
10
Abb. 4-16: Zylinderdruckgradient für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20
bar, VSP=377 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
und jeweils angepassten Einspritzzeiten
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 76 -
Die Variation des Verbrennungsschwerpunkts in Betriebspunkt BP3 durch Än-
dern des Ansteuerbeginns bei über die Ansteuerdauer eingestellter, konstanter
Last zeigen relativ geringe Abweichungen in den Abgasrohemissionen zwi-
schen den unterschiedlichen Versuchskraftstoffen (Abb. 4-17). Nur die Ruß-
emissionen der Kraftstoffe A, C und RME liegen deutlich unter der Rußemission
des Dieselkraftstoffs. Dieses lässt sich einmal mehr mit dem Sauerstoffanteil
von RME und dem geringeren Aromatengehalt der Kraftstoffe A und C begrün-
den. Der Emissionsvorteil ist somit einem direkten Einfluss der Kraftstoffeigen-
schaften zuzuordnen. Wie bei der oberen Teillast ist auch bei der Volllast die
geringere Rußemission aufgrund eines direkten Einflusses der Kraftstoffeigen-
schaften von den Auswirkungen der unterschiedlichen Cetanzahl der Kraftstoffe
überlagert. Die zusätzlich geringere Rußemission bei Verwendung von Kraft-
stoff C im Vergleich zu den Kraftstoffen A und B kann mit dem höheren Grad
der Homogenisierung aufgrund des erhöhten Anteils der vorgemischten
Verbrennung begründet werden, also einem indirekten Einfluss aufgrund einer
Brennverfahrensänderung.
Noise (AVL) in dB(A)
90
93
96
99
102
NO
x
in g/kWh
1.0 3.0 5.0 7.0
CO in g/kWh
0.0
0.8
1.5
2.3
3.0
dp/dϕ
max
in bar/°KW
1
3
5
7
9
NO
x
in g/kWh
1.0 3.0 5.0 7.0
Ruß in g/kWh
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-17: Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP3
(n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=18 bar, VSP=377-393 °KW) bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten Einspritz-
zeiten
F. Ramsperger
- 77 -
b
i
_
s
p
e
z
in MJ/kWh
7.0
8.0
9.0
10.0
11.0
p
m
i
_
H
D
in bar
14.0
16.0
18.0
20.0
22.0
NOx in g/kWh
1.0 3.0 5.0 7.0
V
S
P
i
n
°
K
W
375
380
385
390
395
NOx in g/kWh
1.0 3.0 5.0 7.0
P
o
s
dp/dϕ_max
i
n
°
K
W
345
350
355
360
365
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
RME
Abb. 4-18: Motorbetriebsgrößen für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=18
bar, VSP=377-393 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstof-
fen und jeweils angepassten Einspritzzeiten
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffe auf den Dieselmotorbetrieb
- 78 -
4.4 Zusammenfassung und Analyse der Auswirkungen der
Versuchskraftstoffe
Die durchgeführten motorischen Untersuchungen zu nicht-normgerechten Kraft-
stoffen haben die bisherigen Erkenntnisse auf diesem Forschungsgebiet bestä-
tigt und bezüglich des Einflusses des Verdampfungsverhaltens auf die Vor-
verbrennung vertieft. Insbesondere die Aussagen zu den Einflüssen der
Cetanzahl, des Aromaten- und des Sauerstoffgehalts stimmen zu großen Teilen
mit der Literatur überein [36, 72, 74-81, 94-105]. So führt eine geringere Cetan-
zahl zu einem höheren Anteil an vorgemischter Verbrennung und somit indirekt
zu einer geringeren Rußemission, bei allerdings höherem Verbrennungsge-
räusch und/oder höherer CO-Emission. Ein geringerer Aromatengehalt bzw.
Sauerstoff im Kraftstoff führen direkt zu geringeren Rußemissionen. Die Aus-
wirkung dieser Kraftstoffeigenschaften ist umso ausgeprägter, je geringer die
Last des Motors ist. Dies liegt in der höheren Sensitivität des Brennverfahrens
bei niedrigeren Werten für Zylinderdruck und -temperatur begründet.
In Ergänzung zum in der Literatur dargestellten Stand der Forschung konnte bei
den hier präsentierten Untersuchungen zu nicht-normgerechten Kraftstoffen ei-
ne deutliche Auswirkung auf die Verbrennung der Voreinspritzmenge nachge-
wiesen werden. Neben der Cetanzahl konnten hier die Verdampfungseigen-
schaften des Kraftstoffs als eine Eigenschaft von zentraler Bedeutung
identifiziert werden. Diese können je nach Größe der Voreinspritzmenge zu ei-
nem lokalen Abmagern oder Anfetten des Gemischs führen, was eine Energie-
umsetzung der Voreinspritzmenge vermindert oder sogar verhindert bezie-
hungsweise verstärkt.
Es konnte zudem gezeigt werden, dass eine vom Referenzbetrieb mit Diesel-
kraftstoff abweichende Vorverbrennung einen starken Einfluss auf die Umset-
zung der Haupteinspritzmenge hat. Abhängig von der Umsetzung der Vorein-
spritzmenge, ändert sich die Zylinderkonditionierung und somit der Zündverzug,
was aufgrund der Sensitivität heutiger Brennverfahren zu deutlichen Abwei-
chungen in Rußemission, Verbrennungsgeräusch und CO-Emission führt. Für
das Verbrennungsgeräusch ist neben der freigesetzten Energiemenge aus der
Voreinspritzung auch die zeitliche Lage dieser Energieumsetzung relevant, da
die Vorverbrennung, abhängig von ihrer zeitlichen Lage, selbst die maßgebliche
Quelle von Verbrennungsgeräusch sein kann.
F. Ramsperger
- 79 -
5 Detektion und Kompensation nicht-
normgerechter Kraftstoffeigenschaften im
Dieselmotorbetrieb
5.1 Ziele, Voraussetzungen und Grenzen bei Detektion und
Kompensation
Alternative Kraftstoffe können, abhängig von ihren physikalischen und chemi-
schen Eigenschaften, zusätzlichen Spielraum oder zusätzliche Einschränkun-
gen bei der Applikation des Motors bedeuten. Je nach Applikationsstrategie
kann zusätzlicher Spielraum zum Erreichen unterschiedlicher Ziele eingesetzt
werden. So ist es zum Beispiel möglich, die geringere Rußemission des Motors
beim Einsatz eines Kraftstoffs ohne Aromatengehalt bei der Applikation in eine
geringere Stickoxidemission umzuwandeln. Dies geschieht in der Regel, indem
die AGR-Rate erhöht wird.
Eine erfolgreiche Kompensation der Auswirkungen der nicht-normgerechten
Kraftstoffeigenschaften kann über die folgenden Merkmale beschrieben wer-
den:
1. Die vollständige Gleichstellung der Wärmefreisetzung im Zylinder wäh-
rend der Vor- und der Hauptverbrennung ist erreicht, was bei gleicher
Umsetzungsrate auch gleiches η
e
bedeutet.
2. Der Motor zeigt beim Betrieb mit dem alternativen Kraftstoff weitestge-
hend gleiche oder geringere Werte für Schadstoff- und CO
2
-Ausstoß so-
wie für das Verbrennungsgeräusch.
Aufgrund der vielen unterschiedlichen Möglichkeiten, die ein zusätzlicher Frei-
raum in der Applikation bietet, muss bei der Kompensation von unerwünschten
Auswirkungen nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften eine klare Zielset-
zung festgelegt sein. Nur so kann eine Betriebsstrategie festgelegt werden, die
dann in eine Regelstrategie umgesetzt werden kann. Idealerweise wird so zum
Beispiel, je nach verwendetem Kraftstoff, ein Emissions- oder Verbrauchsvorteil
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 80 -
bei gleich bleibendem Verbrennungsgeräusch erreicht. Alternativ kann ein
durch einen alternativen Kraftstoff zusätzlich gewonnener Freiheitsgrad dazu
verwendet werden, das Verbrennungsgeräusch zu reduzieren.
Um eine vollständige Kompensation im Motorbetrieb zu erreichen, müssen so-
wohl die direkten, als auch die indirekten Einflüsse der Kraftstoffeigenschaften
auf die Abgas- und die Geräuschemission detektiert und über geeignete Stell-
größen kompensiert werden. Es bestehen daher zwei grundlegende Vorausset-
zungen zum Erreichen einer erfolgreichen Kompensation.
Die erste Voraussetzung besteht in der Detektierbarkeit einer Kraftstoffeigen-
schaft oder ihrer direkten oder indirekten Einflüsse. Die Detektierbarkeit einer
Größe hängt von der Verfügbarkeit entsprechender Sensoren und deren Band-
breite ab. Da die Regelung der Vorverbrennung in der Zukunft in Fahrzeugen
eingesetzt werden soll, muss bei der Analyse der Detektierbarkeit insbesondere
die Verfügbarkeit von für den Fahrzeugeinsatz geeigneten Sensoren berück-
sichtigt werden. Bei dieser Betrachtung wird deutlich, dass insbesondere die di-
rekten Einflüsse der Kraftstoffeigenschaften auf die Schadstoffemission im
Fahrzeugbetrieb nicht alle detektiert werden können. Während für die Stick-
oxidemission inzwischen geeignete Sensoren zur Verfügung stehen, stellt die
Detektion der Ruß- oder gar der Partikelemission im Fahrzeugbetrieb noch im-
mer eine große Herausforderung dar.
Die Detektierbarkeit von indirekten Einflüssen der Kraftstoffeigenschaften auf
das Brennverfahren ist demgegenüber sehr gut. Mit der Verfügbarkeit von se-
rientauglichen Zylinderdrucksensoren steht das Zylinderdrucksignal hoch aufge-
löst für die Detektion der indirekten Einflüsse zur Verfügung. Die Qualität dieses
Signals in Bezug auf Dynamik und Signal-Rausch-Abstand hat zwar bisher
noch nicht das Niveau der Laborsensoren erreicht, aber es ist mit einer kontinu-
ierlichen Verbesserung dieser Sensoren zu rechnen.
Die zweite Voraussetzung besteht in der Kompensierbarkeit der Einflüsse einer
Kraftstoffeigenschaft. Auch hier müssen die im Fahrzeugbetrieb verfügbaren
Stellgrößen mit ihren Einflussmöglichkeiten für eine zukünftige Regelstrategie
berücksichtigt werden.
Insbesondere bei einer sehr großen Auslenkung des Systems durch eine oder
mehrere Störgrößen, wie zum Beispiel durch die nicht-normgerechten Kraft-
stoffeigenschaften, wird eine erfolgreiche Gleichstellung nicht immer erreicht
werden können. Dies kann entweder an mangelnder Detektierbarkeit oder
mangelnder Stellmöglichkeit liegen. Ein gutes Beispiel für diese Grenzen bei
der Detektion und der Kompensation zeigt der Versuch, eine Kompensation der
Auswirkungen von stark aromatenhaltigem Kraftstoff im Fahrzeug zu erreichen.
F. Ramsperger
- 81 -
Schon die Detektion des direkten Einflusses dieser Kraftstoffeigenschaft ist auf-
grund nicht verfügbarer Partikelsensoren für Fahrzeuge nicht möglich. Selbst
wenn die Detektion dieser Auswirkung in Zukunft möglich wäre, so gibt es zur-
zeit keine Stellgröße, welche die erhöhte Partikelemission direkt und ohne
Kopplung vermindert. Allenfalls eine Kompensation über eine Brennverfahrens-
änderung hin zu einer stärker ausgeprägten, vorgemischten Verbrennung wäre
möglich. Diese würde die Partikelemission auf Kosten eines erhöhten Verbren-
nungsgeräuschs reduzieren. Beim Einsatz eines Kraftstoffes mit erhöhtem
Aromatengehalt ist das definierte Ziel einer erfolgreichen Kompensation daher
nicht zu erreichen.
Mit Blick auf eine mögliche Serieneinführung des vorgestellten Verfahrens zur
Detektion und Kompensation der Einflüsse von nicht-normgerechten Kraftstoff-
eigenschaften werden im weiteren Verlauf der vorliegenden Arbeit nur Einflüsse
betrachtet, die sowohl über im Fahrzeug bereits verfügbare Sensoren detektiert
als auch über im Fahrzeug bereits verfügbare Steller kompensiert werden kön-
nen. Aus den in Kap. 1 dargestellten Ergebnissen hat sich gezeigt, dass eine
Detektion der indirekten Einflüsse über das Zylinderdrucksignal oder über dar-
auf basierende Berechnungsgrößen von großer Wichtigkeit ist. Insbesondere
hat eine abweichende Vorverbrennung aufgrund nicht-normgerechter Kraft-
stoffeigenschaften einen starken Einfluss auf das Brennverfahren und somit
auch auf die Schadstoffemissionen und das Verbrennungsgeräusch.
Als Stellgrößen zur Kompensation dieser Auswirkung können die Ansteuerdau-
er und der Ansteuerbeginn der Voreinspritzung verwendet werden. Im weiteren
Verlauf dieser Arbeit wird daher ein geschlossener Regelkreis für die Wärme-
freisetzung und die zeitliche Lage der Vorverbrennung vorgestellt. Als Ziel bei
der Applikationsstrategie wird das Erreichen eines Vergleichbaren Verbren-
nungsgeräuschs für unterschiedliche Versuchskraftstoffe angestrebt, da dieses
die primäre Zielgröße bei der Applikation von Voreinspritzungen darstellt und
ein guter Indikator für ein gleichgestelltes Brennverfahren ist.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 82 -
5.2 Analyse von Regel-, Stell- und Störgrößen
5.2.1 Identifikation und Analyse möglicher Regel- und Stellgrößen
Wie im vorangegangenen Abschnitt herausgearbeitet, ist die Detektion und
Kompensation der indirekten Einflüsse der Kraftstoffeigenschaften von großer
Bedeutung bei der Gleichstellung von Brennverfahren. Diese Einflüsse zeigen
sich durch eine Abweichung in der Wärmefreisetzung im Zylinder und damit im
Zylinderdruckverlauf. Sie sind daher durch einen Zylinderdrucksensor erfass-
bar, stehen somit mit hoher Bandbreite und guter Signalqualität zur Verfügung
und sind daher für ein Regelungskonzept sehr gut geeignet. Eine darauf aufset-
zende thermodynamische Analyse in Echtzeit ermöglicht die Berechnung zu-
sätzlicher Größen, die für eine Regelung verwendet werden können. Für die
angestrebte Regelung der Vorverbrennung stehen schließlich folgende Regel-
größen zur Verfügung:
• indizierte Last der Hochdruckschleife (p
mi_HD
)
• Verbrennungsschwerpunkt (VSP)
• Zündverzug der Haupteinspritzung (τ
ZV_HE
)
• Maximaler Zylinderdruckgradient (dp/dϕ)
• Zylinderdruckverlauf (p
Zyl
)
• Zylindertemperaturverlauf (T
Zyl
)
• Wärmefreisetzung der Vorverbrennung (Q
b_VV
)
• Verbrennungsschwerpunkt der Vorverbrennung (VSP
VV
)
• zeitliche Lage der maximalen Umsatzrate der Vorverbrennung
(Pos
dQb/dϕ_max_VV
)
Last und Verbrennungsschwerpunkt
Eine wichtige Rolle bei der Detektion der Auswirkungen nicht normgerechter
Kraftstoffeigenschaften kommt der Überwachung und Regelung von Last und
Verbrennungsschwerpunkt zu. Mit Hilfe der Überwachung und Kompensation
dieser beiden Größen kann eine erste wesentliche Gleichstellung des Brennver-
fahrens erreicht werden. Allerdings zeigen die in Kap. 1 und Abschn. 5.3 darge-
stellten Ergebnisse, dass eine Detektion dieser Größen für eine erfolgreiche
Gleichstellung bei weitem nicht ausreicht. Bei einem Einfluss der Kraftstoff-
eigenschaften auf die Vorverbrennung wird bei einem Ausbleiben der Wärme-
F. Ramsperger
- 83 -
freisetzung der Vorverbrennung ein deutlich anderes Brennverfahren verur-
sacht. Ein solches Brennverfahren kann trotz identischer Last und identischem
Verbrennungsschwerpunkt ein deutlich abweichendes Emissionsverhalten und
ein deutlich abweichendes Verbrennungsgeräusch zeigen.
Allerdings ist die Gleichstellung von Last und Verbrennungsschwerpunkt eine
zwingende Voraussetzung für eine erfolgreiche Kompensation. Für eine mög-
lichst erfolgreiche Kompensation der Auswirkungen nicht-normgerechter Kraft-
stoffeigenschaften muss eine Detektion von Last und Verbrennungsschwer-
punkt daher immer durchgeführt werden. Da die Detektion, Auswertung und
Regelung für Last und Verbrennungsschwerpunkt bereits den Stand der Tech-
nik darstellen (siehe auch Abschn. 2.3.3), werden die hierfür notwendigen Me-
thoden als bekannt vorausgesetzt. Das neu entwickelte Regelungskonzept für
die Vorverbrennung wird in ein solches zylinderdruckbasiertes Motormanage-
ment integriert.
Zündverzug der Haupteinspritzung
Die Aufgabe der Vorverbrennung besteht im Wesentlichen in der Konditionie-
rung der Zylinderladung für die Haupteinspritzung. Bei der Applikation der Vor-
einspritzung soll der Zündverzug der Haupteinspritzung so eingestellt werden,
dass gewünschte Werte für Rußemission Verbrennungsgeräusch nicht über-
schritten werden. Aus diesem Grund bietet sich der Zündverzug der Hauptein-
spritzung als Regelgröße für die Voreinspritzmenge und somit für die Wärme-
freisetzung der Vorverbrennung an.
Die verfügbaren Verfahren zur Detektion des Zündverzugs verwenden in der
Regel Ableitungen des Druckverlaufs (gradientenbasierte Verfahren) oder defi-
nieren Schwellwerte für die Durchbrennfunktion [3]. Die gradientenbasierten
Verfahren zeigen sich häufig empfindlich gegenüber Messrauschen, welches
durch die Ableitung des Zylinderdrucksignals verstärkt wird. Dieses Messrau-
schen kann durch den Einsatz eines gut ausgelegten Filters zwar effektiv unter-
drückt werden, allerdings werden Amplitude und Phase des Signals durch die
Übertragungsfunktion des Filters immer mehr oder weniger stark verändert. Bei
Verfahren, die auf einem Schwellwert der Durchbrennfunktion basieren, muss
die Höhe dieses Schwellwerts vor der Detektion definiert werden. Insbesondere
bei unterschiedlichen Voreinspritzmengen, oder bei der angestrebten Anpas-
sung der Voreinspritzmenge über einen Regelkreis, ist die Definition dieses
Schwellwerts häufig nicht eindeutig möglich. Die aufgeführten Verfahren zur
Bestimmung des Zündverzugs eignen sich daher erfahrungsgemäß gut zur
nachträglichen Auswertung von Messdaten, wobei eine manuelle Plausibilisie-
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 84 -
rung der Ergebnisse notwendig sein kann. Zur Berechnung einer robusten Re-
gelgröße, die im Motorbetrieb zur Verfügung steht, sind die genannten Verfah-
rensweisen aufgrund der geschilderten Unsicherheiten jedoch nicht gut geeig-
net.
Zylinderdruck, Zylindertemperatur und maximaler Zylinderdruckgradient
Die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung führt zu einer Erhöhung der Zylin-
dertemperatur gegenüber dem Verlauf bei Schleppbetrieb. Infolge dieser Tem-
peraturerhöhung steigt auch der Zylinderdruckverlauf über den Schleppdruck-
verlauf. Ohne nachfolgende Berechnungsschritte gibt der Vergleich von
gemessenem Zylinderdruck mit dem gerechneten Schleppdruckverlauf daher
Auskunft über die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung. Allerdings kann aus
dieser Information nicht direkt auf den Zylindertemperaturverlauf geschlossen
werden. Hierzu ist die Berücksichtigung weiterer Einflussgrößen wie zum Bei-
spiel
• der Wärmekapazität des Arbeitsgases,
• der Änderung der Masse im Zylinder durch die Voreinspritzmenge,
• der Einlasstemperatur,
• und des Wärmeübergangs vom Zylindergas an die Zylinderwand
notwendig. Abb. 5-1 zeigt simulierte Zylinderdruck- und Zylindertemperaturver-
läufe unter Berücksichtigung verschiedener Einflussgrößen. Hierbei wurden
isentrope bzw. polytrope Kompression bzw. Expansion für die Geometrie des
Versuchsmotors bei einer Einlasstemperatur (T
vE
) von 60°C und einem Einlass-
druck (p
vE
) von 1 bar gerechnet. Die Vorverbrennung wurde als eine isochore
Wärmezufuhr von 25 J modelliert. Für die isentrope Zustandsänderung wurde
mit einem Isentropenexponenten von κ = 1,4 gerechnet, während die Berech-
nung der polytropen Zustandsänderung mit einem Polytropenexponenten von n
= 1,37 durchgeführt wurde. Weiterhin wurde eine Variation der Einlasstempera-
tur T
VE
von 60 °C auf 20 °C berücksichtigt. Wichtig herauszustellen ist, dass ei-
ne geringere Einlasstemperatur zu einem höheren maximalen Zylinderdruck
führt, da bei diesen Bedingungen die Masse im Zylinder steigt. Demgegenüber
sinkt die maximale Zylindertemperatur aufgrund dieser geänderten Startbedin-
gungen. Da die Zylindertemperatur als wesentliche Einflussgröße auf den
Zündverzug gesehen wird, ist die Verwendung des Zylinderdrucks als direkte
Regelgröße für die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung demnach nur einge-
schränkt möglich.
F. Ramsperger
- 85 -
p
Zyl
in bar
20
30
40
50
60
ϕ in °KW
340 350 360 370 380
Berechnung isentrop, T
VE
60°C
Berechnung isentrop, T
VE
60°C, 25 J Wärme aus VE
Berechnung polytrop, T
VE
60°C, 25 J Wärme aus VE
Berechnung polytrop, T
VE
20°C, 25 J Wärme aus VE
T
Zyl
in K
700
800
900
1000
1100
ϕ in °KW
340 350 360 370 380
Abb. 5-1: Analyse der thermodynamischen Einflussgrößen auf den Druck- und den
Temperaturverlauf im Zylinder
Der Verlauf der als Massenmitteltemperatur berechneten Zylindertemperatur
über den Kurbelwinkel ϕ ist ein Ergebnis der thermodynamischen Analyse. Bei
der thermodynamischen Analyse ist es möglich, sowohl die Startbedingungen
zum Zeitpunkt Einlass schließt, insbesondere die Einlasstemperatur, als auch
die im vorangegangenen Absatz identifizierten Einflussgrößen zu berücksichti-
gen. Zusätzlich kann der Wandwärmeübergang über die verfügbaren Modelle,
wie zum Beispiel [106-108], berücksichtigt werden. Auch die bei der Einsprit-
zung über die Systemgrenze tretende Masse und die entsprechende Ver-
dampfungsenthalpie können über geeignete Ansätze berücksichtigt werden.
Weiter ist es möglich, anhand von Kennfeldern oder Polynomen [109-110] die
kalorischen Stoffwerte des Arbeitsgases als veränderlich in der Berechnung zu
berücksichtigen. Die Zylindertemperatur eignet sich somit sehr gut als Regel-
größe für die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung. Sie lässt sich stabil und
mit guter Genauigkeit aus dem Zylinderdruckverlauf berechnen und berücksich-
tigt den Einfluss der Einlasstemperatur. Allerdings ist anzumerken, dass neben
der Zylindertemperatur auch die Cetanzahl einen deutlichen Einfluss auf den
Zündverzug hat. In dem Fall, dass die Cetanzahl des Kraftstoffs als Störgröße
auftritt, reicht eine Regelung der Zylindertemperatur zur Kompensation dieses
Einflusses nicht aus. Für solche Störgrößen ist auf eine direkte Regelung des
Zündverzugs überzugehen.
Neben der Regelung über Zylinderdruck und Zylindertemperatur wäre auch ei-
ne Regelung der Vorverbrennung über den maximalen Zylinderdruckgradienten
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 86 -
möglich. Da die Gradientenbestimmung bei mit Messrauschen behafteten Sig-
nalen häufig wenig zuverlässig ist und der maximale Zylinderdruckgradient teil-
weise durch die Voreinspritzung selbst verursacht wird, ist dieser nicht gut als
Regelgröße geeignet.
Wärmefreisetzung der Vorverbrennung
Da die Temperaturerhöhung im Brennraum während der Phase der Vor-
verbrennung im Wesentlichen von der Wärmefreisetzung der Vorverbrennung
abhängt, liegt es nahe, diese Größe als Regelgröße zu verwenden. Allerdings
ist der Abschluss der Vorverbrennung und somit deren Wärmefreisetzung im
Motorbetrieb nur schwierig detektierbar. Weiter ist diese Größe bei einer fehler-
freien Berechnung unabhängig von der Zylindertemperatur zum Zeitpunkt Ein-
lassschließt. Somit kann eine Abweichung in der Einlasstemperatur nicht kom-
pensiert werden. Da die Verwendung der Wärmefreisetzung der
Vorverbrennung als Regelgröße ansonsten keinen Vorteil gegenüber der Ver-
wendung der Zylindertemperatur bietet, ist letztere vorzuziehen.
Verbrennungsschwerpunkt und zeitliche Lage der maximalen Umsatzrate der
Vorverbrennung
Die zeitliche Lage der Vorverbrennung wird definitionsgemäß über deren
Verbrennungsschwerpunkt (VSP
VV
) beschrieben. Zu dessen Bestimmung muss
zunächst die während der Vorverbrennung freigesetzte Wärmerate bestimmt
und bei diskreter Betrachtung zur Wärme summiert werden. Der Verbrennungs-
schwerpunkt der Vorverbrennung ist als diejenige Kurbelwellenstellung defi-
niert, zu der 50% der Wärme umgesetzt sind. Aufgrund der bereits genannten
Schwierigkeiten, die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung eindeutig zu
bestimmen, ist der Verbrennungsschwerpunkt der Vorverbrennung allerdings
weniger gut als Regelgröße geeignet. Da sich die Vorverbrennung in der Regel
durch eine kurze Brenndauer und eine nahezu symmetrische Form des Brenn-
verlaufs auszeichnet, bietet sich an, die zeitliche Lage der maximalen Umsatz-
rate der Vorverbrennung als Regelgröße zu verwenden. Diese beschreibt die
Lage der Vorverbrennung unter den genannten Voraussetzungen mit ausrei-
chender Genauigkeit12. Allerdings muss der Zylinderdruckverlauf, aus welchem
der Brennverlauf errechnet wird, über die Anwendung von Filtern weitgehend
12
Siehe auch Abschn. 2.5
F. Ramsperger
- 87 -
geglättet werden. Ansonsten kann Messrauschen zu einer Verfälschung des
Signals führen.
Definition wesentlicher Punkte während des Verbrennungsablaufs
Um das Regelungskonzept zu vereinfachen und die Anforderungen an die
Bandbreite der Regel- und Stellgrößen und an die Rechenleistung zu reduzie-
ren, wird in dem vorgestellten Regelungskonzept die Gleichstellung von Ist und
Soll des Brennverfahrens an einzelnen Stützstellen des Verbrennungsablaufs,
die über eine Kurbelwellenstellung repräsentiert werden, angestrebt. Dieser An-
satz differenziert das hier vorgestellte Konzept von den Ansätzen zur Brennver-
laufsformung, welche versuchen, auf die Form des Brennverlaufs und somit auf
viele einzelne Punkte einzuwirken [111-116]. Die hierzu vorgestellten Verfahren
zeichnen sich durch geringe Schadstoffemissionen bei niedrigem Verbrauch
aus. Allerdings sind die Anforderungen an die benötigte Einspritzhardware, wie
zum Beispiel die Lageregelung der Einspritznadel oder die maximalen Öff-
nungs- und Schließzeiten, [117-120] sehr hoch. Aus diesem Grund werden für
Verfahren zur Brennverlaufsformung vornehmlich Einspritzdüsen mit direkt be-
tätigter Düsennadel verwendet.
Aufgrund der stets geltenden physikalischen und chemischen Grundgesetze,
wie zum Beispiel der Satz von der Energieerhaltung, ist die Auslenkung des
Systems zwischen den einzelnen Stützstellen nur begrenzt möglich. Es wird
daher davon ausgegangen, dass eine Gleichstellung des Brennverlaufs an nur
wenigen Punkten, möglichst nur an einem einzigen, ausreicht, um auch den
Verlauf weitgehend gleichzustellen. Ein etwas geringerer Erfolg bei der Kom-
pensation der Einflüsse nicht-normgerechter Kraftstoffe wird bei dieser Vorge-
hensweise in Kauf genommen. Für die in den vorangegangenen Abschnitten
eingeführten Regelgrößen wird dabei zunächst jeweils eine einzelne Stützstelle
betrachtet. Hierbei hat sich der Zeitpunkt „Kurbelwellenstellung bei Ansteuerbe-
ginn der Haupteinspritzung plus 4 °KW“ bewährt, da zu diesem Zeitpunkt die
Wärmefreisetzung der Vorverbrennung in jedem Fall abgeschlossen ist. Für die
in Abschn. 5.3 durchgeführte Systemidentifikation werden daher die folgenden
Regelgrößen berücksichtigt
• Zylindertemperatur zum Beginn der Haupteinspritzung (T
Zyl_ABHE+4°KW
)
• Zündverzug der Hauptverbrennung (τ
ZV_HV
)
• Zeitliche Lage der maximalen Umsatzrate der Vorverbrennung
(Pos
dQb/dϕ_max_VV
)
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 88 -
Analyse möglicher Stellgrößen
Als Stellgrößen zur Regelung der Vorverbrennung kommen der Zylinderzustand
zum Zeitpunkt der Voreinspritzung, die Kraftstofftemperatur, der Einspritzdruck,
der Ansteuerbeginn der Voreinspritzung und die Ansteuerdauer der Voreinsprit-
zung in Betracht. Diese Größen unterscheiden sich allerdings wesentlich in ih-
rer Dynamik und der Ausprägung ihres Einflusses. Während der Zylinderzu-
stand zum Zeitpunkt der Voreinspritzung und die Kraftstofftemperatur nur
verhältnismäßig langsam angepasst werden können, sind Einspritzdruck, An-
steuerbeginn und Ansteuerdauer sehr schnell einstellbar. In Anlehnung an die
Regelstrategien zur Regelung von Verbrennungsschwerpunkt und Last der ge-
samten Verbrennung, werden der Ansteuerbeginn und die Ansteuerdauer der
Voreinspritzung als Stellgrößen ausgewählt. Diese zeichnen sich gegenüber
dem Einspritzdruck durch eine nochmals höhere Dynamik aus. Außerdem wer-
den diese Größen im Motorbetrieb in der Regel gestellt, was Instabilitäten infol-
ge der Kopplung unterschiedlicher Regelkreise ausschließt.
5.2.2 Analyse der Störgrößen
Das zentrale Ziel dieser Arbeit ist die möglichst weitreichende Detektion und
Kompensation des Einflusses nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften auf
den Betrieb eines Pkw-Dieselmotors. Neben der Kompensation des Einflusses
der Kraftstoffeigenschaften soll die entwickelte Regelstrategie zusätzliche Stör-
größen mit Relevanz für den Fahrzeugbetrieb kompensieren. Hierbei kommen
die folgenden Störgrößen in Betracht:
• Cetanzahl des Kraftstoffs
• Verdampfungsverhalten des Kraftstoffs
• Einlasstemperatur des Zylinders
• Einspritzdruck
• Belagsbildung an den Injektoren
• Serienstreuung der Injektoren
Cetanzahl des Kraftstoffs
Da die Cetanzahl eine wesentliche Einflussgröße auf den Zündverzug ist, hat
sie einen großen Einfluss auf ein dieselmotorisches Brennverfahren. Um ein er-
höhtes Verbrennungsgeräusch zu vermeiden, müssen insbesondere niedrige
F. Ramsperger
- 89 -
Cetanzahlen detektiert und deren unerwünschte Auswirkungen über eine ver-
stärkte Zylinderkonditionierung kompensiert werden. Im Vergleich zu niedrigen
Cetanzahlen ist die Kompensation der Auswirkungen von erhöhten Cetanzah-
len weniger entscheidend, da die Verkürzung des Zündverzugs aufgrund erhöh-
ter Cetanzahlen weniger stark ausgeprägt ist. Für konventionelle Brennverfah-
ren mit Voreinspritzung ist der Einfluss der Cetanzahl häufig geringer als der
Einfluss einer erfolgreichen Vorverbrennung. Diese Tatsache motiviert die Aus-
wahl der Zylindertemperatur als Regelgröße, da diese eine gute Detektion der
Vorverbrennung erlaubt. Zur vollständigen Kompensation des Einflusses der
Cetanzahl wäre allerdings die Detektion des Zündverzugs als Regelgröße not-
wendig.
Verdampfungsverhalten des Kraftstoffs
Bei den Versuchen mit alternativen Kraftstoffen hat sich ein starker Einfluss der
Verdampfungseigenschaften auf die Vorverbrennung gezeigt. Dieser Einfluss
äußerte sich bei erhöhter Verdampfungsneigung in einer fehlenden Verbren-
nung der Voreinspritzmenge. Dieses Verhalten war eine zentrale Motivation für
die Entwicklung eines Regelkreises für die Vorverbrennung. Da die ausbleiben-
de Vorverbrennung aller Wahrscheinlichkeit nach in einem lokalen Abmagern
des Gemischs begründet liegt, ist die Kompensation dieses Einflusses über ei-
ne Erhöhung der Voreinspritzmasse durch eine erhöhte Ansteuerdauer aller
Voraussicht nach möglich.
Einlasstemperatur des Motors
Eine geringere Einlasstemperatur, wie zum Beispiel im Winterbetrieb, führt zu
einer Verlängerung des Zündverzugs und somit zu einem erhöhten Verbren-
nungsgeräusch. Die Einlasstemperatur ist daher eine wesentliche Störgröße auf
den Dieselmotorbetrieb. Da eine Kompensation über die Ladeluft- oder AGR-
Strecke in der Regel nicht über die notwendige Bandbreite verfügt, ist die Kom-
pensation über eine Regelung der Vorverbrennung wünschenswert. Die Aus-
wahl der Zylindertemperatur als Regelgröße ist für die Kompensation der Aus-
wirkungen abweichender Einlasstemperatur gut geeignet.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 90 -
Belagsbildung an den Injektoren
Die Belagsbildung ist eine Störgröße, die direkt auf den Injektor wirkt. Durch ei-
ne Belagsbildung im Düsenloch wird dieses verengt und der Durchfluss redu-
ziert. Diese Belagsbildung tritt verstärkt beim Einsatz von gealterten umgeester-
ten Pflanzenölen auf. Eine Kompensation dieser Störgröße ist daher für
alternative Kraftstoffe von besonderer Relevanz. Zudem wirkt sich ein geringe-
rer Durchfluss besonders stark auf kleine Einspritzmengen und somit auf die
Voreinspritzung aus. Da sich ein geringerer Durchfluss bis zu einem gewissen
Grad durch eine Verlängerung der Ansteuerdauer kompensieren lässt, eignet
sich eine Reglung der Vorverbrennung zur Kompensation dieser Störgröße. Da
die Belagsbildung aber auch zu einer unsymmetrischen Verengung der Düse
oder zu Verkokungen außerhalb des Düsenlochs führen kann, wird durch diese
Störgröße häufig auch die Strahlaufbereitung gestört. Eine solche Störung zeigt
sich in der Regel in erhöhten Schadstoffemissionen. Da eine Anpassung von
Ansteuerdauer oder Ansteuerbeginn zu keiner Verbesserung der Strahlaufbe-
reitung führt, ist eine solche Störung durch das vorgestellte Konzept nicht kom-
pensierbar.
Serienstreuung der Injektoren
Bei der Serienfertigung von Injektoren weisen deren Düsen mehr oder weniger
starke Abweichungen in den Durchflusseigenschaften auf. Dies führt zu unter-
schiedlichen Einspritzmengen bei gleicher Ansteuerdauer für unterschiedliche
Injektoren. Aus diesem Grund werden die Injektoren in der Serienfertigung ver-
messen und nach ihren Durchflusseigenschaften gruppiert. Auf Basis dieser
Gruppierung werden die Durchflusseigenschaften von der Motorsteuerung kom-
pensiert. Das hierbei angewendete Verfahren wurde bereits unter Abschn. 2.3.2
vorgestellt. Alternativ könnte diese Störgröße auch über das vorgestellte Rege-
lungskonzept kompensiert werden. Es wäre zu überprüfen, ob bei Verwendung
der vorgestellten Regelstrategie die einzelne Vermessung der Injektoren im
Rahmen der Serienfertigung wegfallen könnte.
F. Ramsperger
- 91 -
5.3 Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung
Im Vorfeld der Entwicklung eines mess- bzw. regelungstechnischen Systems
steht immer die Systemidentifikation. Diese dient dem Verständnis des System-
verhaltens, insbesondere im Hinblick auf dessen dynamische Eigenschaften.
Bei einem hochgradig nichtlinearen System ist die Systemidentifikation darüber
hinaus zum Ermitteln eines Arbeitspunktes und von Einsatz- bzw. Betriebsgren-
zen für das System notwendig. Bei der Systemidentifikation werden in der Re-
gel Stellgrößen variiert und die Systemantwort ermittelt. Erfolgt diese Variation
über zum Beispiel einen Sprung, einen Stoß oder einen Gleitsinus, so kann die
Antwort des Systems über einen breiten Frequenzbereich bewertet werden.
Da es sich bei den Untersuchungen im Rahmen dieser Arbeit vorerst um grund-
sätzliche Betrachtungen handelt, wurde die Systemdynamik vorerst vernachläs-
sigt. Die nachstehend gezeigte Systemidentifikation zeigt daher die Antwort des
bereits eingeschwungenen Systems. Als Stellgrößen wurden für die Untersu-
chungen der Spritzabstand und die Voreinspritzmenge gewählt. Diese Größen
werden indirekt über die Ansteuerdauer und den Ansteuerbeginn eingestellt.
Während der Versuche zur Systemidentifikation wurden ein konstanter Verbren-
nungsschwerpunkt und eine konstante Last über eine Anpassung der Haupt-
einspritzung eingestellt. Zum Vergleich der Ergebnisse wurde neben der Varia-
tion von Voreinspritzmasse und Spritzabstand noch ein Betriebspunkt ohne
Voreinspritzung eingestellt. Dieser verdeutlicht die Auswirkung einer nicht ver-
brannten Voreinspritzmenge.
Aufgrund der mengenmäßig begrenzten Verfügbarkeit der alternativen Ver-
suchskraftstoffe wurden sämtliche Versuche zur Systemidentifikation mit Die-
selkraftstoff durchgeführt. Es wird dabei vorausgesetzt, dass die Aussagen auf
Kraftstoffe mit nicht-normgerechten Kraftstoffeigenschaften übertragbar sind.
Diese Annahme sollte zukünftig in Einzelfällen überprüft werden.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 92 -
5.3.1 Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung für die
untere Teillast
Die Ergebnisse der Systemidentifikation bei unterer Teillast zeigen eine gute
Entkopplung der identifizierten Stellgrößen voneinander. Bei einer Variation des
Spritzabstands, wie in Abb. 5-2 dargestellt, ändert sich die erreichte Zylinder-
temperatur zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung + 4 °KW nur unwesentlich.
Weiter ist in dieser Abbildung der Einfluss der Ansteuerdauer und somit der
Voreinspritzmenge auf die Zylindertemperatur deutlich erkennbar. Auch diese
wird nur geringfügig von der Variation des Spritzabstands beeinflusst. Die zum
Vergleich dargestellte Zylindertemperatur zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung
+ 4 °KW bei Motorbetrieb ohne Voreinspritzung ist, wie erwartet, niedriger als
bei Betrieb mit Voreinspritzung.
T
Zyl_ABHE+4°KW
in K
850
900
950
1000
1050
1100
1150
m
VE
= 2,0 mg
m
VE
= 3,0 mg
m
VE
= 5,0 mg
ohne Voreinspritzung
BC
A
dp/dϕ in bar/°KW
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
τ
ZV_HE
in ms
0.40
0.60
0.80
1.00
1.20
1.40
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
Noise (AVL) in dB(A)
85.0
86.0
87.0
88.0
89.0
90.0
91.0
92.0
S
p
r
i
t
z
a
b
s
t
a
n
d
i
n
°
K
W
10 12 14 16 18 20 22 24
Pos
dQb/dϕ_VE_max
in °KW
354
356
358
360
362
364
Abb. 5-2: Systemidentifikation möglicher Führungsgrößen für BP4 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=, VSP=373 °KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des Spritzabstands
Die in Abb. 5-2 dargestellte Variation des Spritzabstands hat weiter einen direk-
ten Einfluss auf die zeitliche Lage der Vorverbrennung, wobei für die Vorein-
spritzmengen 2 mg und 3 mg ab einem Spritzabstand von 19 °KW eine Ent-
F. Ramsperger
- 93 -
kopplung der Lage der Vorverbrennung vom Spritzabstand auftritt. Klar erkenn-
bar ist auch der Einfluss der Vorverbrennung auf den maximalen Druckgradien-
ten, welcher mit steigender Voreinspritzmenge und somit steigender Zylinder-
temperatur zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung plus 4 °KW sinkt. Die
Konditionierung der Zylinderladung führt somit zu einer erfolgreichen Verkür-
zung des Zündverzugs und daraufhin zu einer Reduktion des Verbrennungs-
geräuschs. Sowohl maximaler Zylinderdruckgradient, als auch Verbrennungs-
geräusch liegen hierbei für den Betrieb mit allen betrachteten
Voreinspritzmengen und Spritzabständen unterhalb der Werte für den Betrieb
ohne Voreinspritzung.
In Abb. 5-3, auf der nächsten Seite, sind die Abgasrohemissionen für die Ver-
suche mit Variation von Voreinspritzmenge und Spritzabstand dargestellt. Diese
verdeutlichen die Bedeutung der zeitlichen Lage und der Höhe der Wärmefrei-
setzung der Vorverbrennung. Hierbei ist der Einfluss des durch die Variation
des Spritzabstands veränderlichen Einspritzdrucks zum Zeitpunkt der Haupt-
einspritzung aufgrund des mit zusätzlichen Hochdruckspeichern angepassten
Versuchsaufbaus vernachlässigbar (siehe auch Abschn. 3.2.3). Bei einer Ver-
stellung des Spritzabstands sollte zudem die Kolben-Strahl-Interaktion berück-
sichtigt werden. Eine solche Interaktion würde zu deutlich abweichenden Emis-
sionen, insbesondere von unverbrannten Kohlenwasserstoffen, führen. Sie
kann anhand der vorliegenden Ergebnisse daher ausgeschlossen werden. Wird
der Einfluss des Spritzabstands über einen noch größeren Verstellbereich un-
tersucht, sollten eine CFD13-Simulation zu Gemischaufbereitung und Verteilung
oder alternativ Versuche in einem optisch zugänglichen Motor durchgeführt
werden.
Insbesondere für die Rußemission ist eine exakte Abstimmung der Voreinsprit-
zung von wesentlicher Bedeutung, da diese einen starken Einfluss vom Spritz-
abstand und somit von der zeitlichen Lage der Vorverbrennung zeigt. Die Emis-
sion von unverbrannten Kohlenwasserstoffen und Kohlenmonoxid nimmt mit
steigendem Spritzabstand zu. Die eingebrachte Voreinspritzmenge wird für
große Spritzabstände nicht mehr vollständig von der Hauptverbrennung erfasst
und so unvollständig verbrannt. Im Vergleich zum Betrieb ohne Voreinspritzung
ist die Rußemission erhöht, während die Emission von unverbrannten Kohlen-
wasserstoffen und Kohlenmonoxid geringer ist. Dieses Verhalten lässt sich für
den Motorbetrieb ohne Voreinspritzung mit der teilhomogenen Verbrennung
aufgrund verlängerten Zündverzugs begründen.
13
CFD: Computational Fluid Dynamics; Die numerische Berechnung von Strömungsvorgän-
gen.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 94 -
m
VI
= 2,0 mg
m
VI
= 3,0 mg
m
VI
= 5,0 mg
ohne Voreinspritzung
C
m
H
n
in g/kWh
1.00
1.25
1.50
1.75
2.00
2.25
2.50
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
CO in g/kWh
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
9.0
Ruß in g/kWh
0.00
0.02
0.04
0.06
0.08
B
C
A
b
i
in g/kWh
190
192
194
196
198
200
NO
x
in g/kWh
0.35
0.37
0.39
0.41
0.43
0.45
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
Abb. 5-3: Abgasemissionen und spezifischer Kraftstoffverbrauch für BP4 (n
M
=1650
min
-1
, p
mi_HD
=, VSP=373 °KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des Spritzab-
stands
F. Ramsperger
- 95 -
Die Ergebnisse der thermodynamischen Analyse in Abb. 5-4 zeigen eine deutli-
che Verschiebung der Lage der Vorverbrennung mit einer Variation des Spritz-
abstands. In Folge einer Verschiebung der Voreinspritzung nach früh wird zu-
sätzlich die Umsetzungsrate der Voreinspritzmenge reduziert. Dies führt zu
einer leichten Abnahme der erreichten Zylindertemperatur. Diese leichte Kopp-
lung zwischen Spritzabstand und Ansteuerdauer kann in einer Regelstrategie
mit einem Kopplungsglied berücksichtigt werden.
Die in Abb. 5-2 sichtbare Entkopplung von Ansteuerbeginn und zeitlicher Lage
der Vorverbrennung für große Spritzabstände stellt den Übergangsbereich von
einer diffusionsgesteuerten und somit direkt vom Einspritzzeitpunkt abhängigen
zu einer teilhomogenen Vorverbrennung dar. Letztere zeichnet sich durch einen
geringeren Einfluss vom Einspritzzeitpunkt auf die zeitliche Lage der Verbren-
nung aus. Dieses Verhalten ist im Detail in Abb. 5-4 dargestellt. Der Einsatz ei-
ner Regelung der zeitlichen Lage der Vorverbrennung über den Ansteuerbeginn
der Voreinspritzung ist für große Spritzabstände somit deutlich eingeschränkt.
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
10
30
50
70
ϕ in °KW
340 345 350 355 360 365 370
BP 4A, SA = 11°KW
BP 4B, SA = 16°KW
BP 4C, SA = 22°KW
I
Inj
in A
0
5
10
15
20
Q
b
in J
-50
0
50
100
150
200
250
ϕ in °KW
340 345 350 355 360 365 370
T
Zyl
in K
750
850
950
1050
1150
1250
Abb. 5-4: Zeitlich aufgelöster Verlauf möglicher Führungsgrößen und der Injek-
torstrom für die Betriebspunkte 4 A, B, C (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=, VSP=373 °KW,
Dieselkraftstoff)
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 96 -
5.3.2 Systemidentifikation zur Regelung der Vorverbrennung für die
obere Teillast
Die Ergebnisse der Systemidentifikation bei oberer Teillast in Abb. 5-5 zeigen
eine, im Vergleich zur unteren Teillast, geringere Kopplung zwischen Spritzab-
stand und Zylindertemperatur zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung plus 4 °KW.
Darüber hinaus kann, im Gegensatz zur unteren Teillast, die zeitliche Lage der
Vorverbrennung über die gesamte Variation des Spritzabstands frei eingestellt
werden.
T
Zyl_ABMi+4°KW
in K
900
950
1000
1050
1100
1150
m
VE
= 1,5 mg
m
VE
= 3,0 mg
m
VE
= 5,0 mg
ohne Voreinspritzung
EF
D
Noise (AVL) in dB(A)
86
87
88
89
90
91
92
S
p
r
i
t
z
a
b
s
t
a
n
d
i
n
°
K
W
10 12 14 16 18 20 22 24
τ
ZV_HE
in ms
0.30
0.40
0.50
0.60
0.70
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
Pos
dQb
/dϕ
_VE_max
in °KW
348
350
352
354
356
dp/dϕ in bar/°KW
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
Abb. 5-5: Systemidentifikation möglicher Führungsgrößen für BP5 (n
M
=2000min
-1
,
p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des Spritzabstands
Aufgrund der höheren Zylindertemperatur zum Voreinspritzbeginn im Vergleich
zur unteren Teillast tritt keine teilhomogene Verbrennung der Voreinspritzmen-
ge auf (Abb. 5-5). Dieses Verhalten zeigt sich auch im Zündverzug der Haupt-
einspritzung, welcher aufgrund der höheren Zylindertemperatur im Vergleich zu
Betriebspunkt BP1 deutlich kürzer ist. Der Einfluss der Voreinspritzmenge auf
die Dauer des Zündverzugs ist deutlich weniger ausgeprägt, als beim Motorbe-
trieb in unterer Teillast, da die erreichte Temperaturänderung durch die Vor-
F. Ramsperger
- 97 -
verbrennung im Verhältnis zur absoluten Temperatur geringer ausfällt. Der ma-
ximale Druckgradient für die Voreinspritzmengen 3 mg und 5 mg ist teilweise,
abhängig vom Spritzabstand, gegenüber dem Motorbetrieb ohne Voreinsprit-
zung erhöht. Dies führt für die Voreinspritzmenge von 5 mg sogar zu einer Er-
höhung des Verbrennungsgeräuschs.
m
VE
= 1,5 mg
m
VE
= 3,0 mg
m
VE
= 5,0 mg
ohne Voreinspritzung
CO in g/kWh
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
2.2
Ruß in g/kWh
0.00
0.03
0.05
0.08
0.10
0.13
0.15
b
i
in g/kWh
180
182
184
186
188
190
NO
x
in g/kWh
0.35
0.37
0.39
0.41
0.43
0.45
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
C
m
H
n
in g/kWh
0.28
0.31
0.34
0.37
0.40
Spritzabstand in °KW
10 12 14 16 18 20 22 24
E
F
D
Abb. 5-6: Abgasemissionen und spezifischer Kraftstoffverbrauch für BP5
(n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW, Dieselkraftstoff)
bei einer Variation des
Spritzabstands
Die Abgasemissionen bei der Variation des Spritzabstands in der oberen Teil-
last (Abb. 5-6) zeigen, wie bei der unteren Teillast, die Bedeutung einer abge-
stimmten Voreinspritzstrategie auf. Insbesondere die Rußemission zeigt ein
ausgeprägtes Minimum bei einem Spritzabstand von 16 °KW. Zu großen
Spritzabständen hin erhöhen sich die CO-Emissionen stark, während die Emis-
sion unverbrannter Kohlenwasserstoffe nur leicht ansteigt.
Die Ergebnisse der thermodynamischen Analyse zeigen die Variation der Lage
der Vorverbrennung über die Wahl der Ansteuerdauer. Die gewählte Stellgröße
hat demnach einen gut ausgeprägten Einfluss auf die Regelgröße. Wie bei der
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 98 -
unteren Teillast verringert sich die Energieumsetzungsrate der Voreinspritz-
menge für größere Spritzabstände (Abb. 5-7).
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
0
10
20
30
40
50
60
ϕ in °KW
340 345 350 355 360 365 370
BP 5D, SA = 11°KW
BP 5E, SA = 16°KW
BP 5F, SA = 22°KW
I
Inj
in A
0
5
10
15
20
330 335 340 345 350 355 360 365 370
Q
b
in J
-50
0
50
100
150
200
250
300
ϕ in °KW
340 345 350 355 360 365 370
T
Zyl
in K
800
850
900
950
1000
1050
1100
1150
340 345 350 355 360 365 370
Abb. 5-7: Zeitlich aufgelöster Verlauf möglicher Führungsgrößen und der Injek-
torstrom für die Betriebspunkte 5 D, E, F (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar,
VSP=377°KW, Dieselkraftstoff)
F. Ramsperger
- 99 -
5.4 Manuelle Kompensation abweichender Vorverbrennung
Am Beispiel des repräsentativen Betriebspunkts für die obere Teillast (Betriebs-
punkt BP2) wird im Folgenden die Gleichstellung des Brennverfahrens über ei-
ne Anpassung von Ansteuerbeginn und Ansteuerdauer der Voreinspritzung
präsentiert. Hierbei wurde die Anpassung nur in Richtung größerer Vorein-
spritzmengen vorgenommen.
p
Zyl
in bar
80
115
150
dQ
b
/dϕ in J/°KW
0
25
50
75
100
Mit Anpassung
der Einspritzung
I
Inj
0
13
25
ϕ
i
n
°
K
W
340 350 360 370 380
d
Q
b
/
d
ϕ
i
n
J
/
°
K
W
0
25
50
75
100
I
Inj
0
13
25
ϕ
i
n
°
K
W
350 360 370 380
p
Zyl
i
n
b
a
r
80
115
150
Diesel
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
ohne Anpassung
der Einspritzung
Abb. 5-8: Zylinderdruck und Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
,
p
mi_HD
=15 bar, VSP ca. 377°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraft-
stoffen jeweils mit und ohne Anpassung der Voreinspritztimings
Da diese Vorgehensweise keinen Erfolg für RME erwarten lässt, welches eine
höhere Wärmefreisetzung der Voreinspritzung im Vergleich zum Betrieb mit
Dieselkraftstoff zeigt, werden an dieser Stelle nur die Ergebnisse für die Kraft-
stoffe A, B und C gezeigt. Bei der Durchführung der Versuche wurde der An-
steuerbeginn korrespondierend zur Verlängerung der Ansteuerdauer nach früh
verschoben, um einen gleich bleibenden Spritzabstand zu gewährleisten. Die
Anpassung der Ansteuerdauer erfolgte auf Basis der Ergebnisse des Einwie-
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 100 -
gens der Voreinspritzmassen für die einzelnen Kraftstoffe in den Stufen 3 mg, 5
mg, und 7 mg.
Wie in Abb. 5-8 deutlich zu erkennen, führt das Ausbleiben der Vorverbrennung
für die Kraftstoffe A, B und C zu einer deutlich ausgeprägten vorgemischten
Verbrennung. Diese Brennverfahrensänderung kann durch eine zylinderdruck-
basierte Regelung von Verbrennungsschwerpunkt und Last der Hauptverbren-
nung nicht kompensiert werden. Für den Motorbetrieb mit alternativen Kraftstof-
fen muss daher neben der zylinderdruckbasierten Regelung der
Gesamtverbrennung die Vorverbrennung detektiert und auf die gewünschte
Wärmefreisetzung eingestellt werden. Die Ergebnisse der manuellen Anpas-
sung der Voreinspritzung für die Kraftstoffe A, B und C zeigen einen nahezu
identischen Brennverlauf im Vergleich zu Dieselkraftstoff. Eine Anpassung von
Ansteuerdauer und Ansteuerbeginn der Voreinspritzung ist also in der Lage, die
angestrebte Gleichstellung der Brennverfahren für alternative Kraftstoffe zu er-
reichen. Die für Kraftstoff B bleibenden Abweichungen der Wärmefreisetzung
der Hauptverbrennung auch nach Anpassung der Einspritzzeiten, wie in Abb.
5-8 ersichtlich, gehen auf eine Korrosion im Injektor aufgrund mangelnden Kor-
rosionsschutzadditivs für diesen Versuchskraftstoff zurück (Abb. 5-9). Auf ein
solches Additiv war aufgrund möglicher Einflüsse auf die Schadstoffemission
verzichtet worden.
Abb. 5-9: Korrosion am Ventilkolbenkörper (links) und an der Ventilkolbenspitze
(rechts) des Injektors nach längerem Betrieb mit Versuchskraftstoff B
Die Korrosion im Injektor bei Motorbetrieb mit Kraftstoff C führte zu einer stei-
genden Ansteuerdauer für konstante Last und schließlich zum Ausfall des Injek-
tors. Für den gezeigten Versuchspunkt konnte die angestrebte Last daher nicht
mehr erreicht werden. Somit bleibt die Wärmefreisetzung für diesen Kraftstoff
unter der des Referenzkraftstoffs.
F. Ramsperger
- 101 -
Die Ergebnisse der Versuche mit manueller Gleichstellung der Vorverbrennung
zeigen zudem eine deutliche Reduktion des Verbrennungsgeräuschs nach er-
folgter Gleichstellung (Abb. 5-10). Diese Reduktion wird ohne eine deutliche
Steigerung der Ruß-Emission erzielt. Für die Emission von Kohlenmonoxid
zeigt sich ein uneinheitliches Verhalten, eine Zunahme dieser Emission für
Kraftstoff B und eine Abnahme für Kraftstoff C. Der maximale Druckgradient
steigt trotz sinkenden Verbrennungsgeräuschs für die Kraftstoffe A und B. Dies
liegt in der früheren Lage der Vorverbrennung begründet (siehe auch Abb. 5-8)
und betont die Notwendigkeit, sowohl Lage, als auch Wärmefreisetzung der
Vorverbrennung zu regeln.
Noise (AVL) in dB(A)
85.0
87.0
89.0
91.0
NO
x
in g/kWh
0.10 0.15 0.20 0.25
CO in g/kWh
0
1
2
3
4
d
p
/
d
ϕ
max
i
n
b
a
r
/
°
K
W
3.6
3.8
4.0
4.2
4.4
NO
x
in g/kWh
0.10 0.15 0.20 0.25
Ruß in g/kWh
0.0
0.1
0.2
0.3
DK
Kraft. A
Kraft. B
Kraft. C
Kraft. A angep.
Kraft. B angep.
Kraft. C angep.
Abb. 5-10: Emissionen, Verbrennungsgeräusch und maximaler
Druckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP ca.
377°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen
jeweils mit und ohne Anpassung der Voreinspritztimings
Die Versuche zur manuellen Kompensation der abweichenden Vorverbrennung
haben somit gezeigt, dass die Anpassung von Einspritzbeginn und Einspritz-
dauer der Voreinspritzung eine viel versprechende Möglichkeit bietet, die indi-
rekten Einflüsse nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften zu kompensieren.
Diese Kompensationsmaßnahme führt zu einer weitgehenden Gleichstellung
der Brennverfahren. Die verbleibenden Auswirkungen auf die Schadstoffemis-
sion und das Verbrennungsgeräusch sind dem direkten Einfluss der chemi-
schen Zusammensetzung der Versuchskraftstoffe zuzuordnen. Aufgrund ver-
schiedener auftretender Störgrößen muss die Wärmefreisetzung der
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 102 -
Voreinspritzung in zeitliche Lage und Höhe überwacht und kompensiert werden.
Über eine Anpassung der Ansteuerdauer und des Ansteuerbeginns der Vorein-
spritzung ist eine Gleichstellung der Brennverfahren für alternative Kraftstoffe
möglich. Daher bietet sich ein geschlossener Regelkreis für Lage und Wärme-
freisetzung der Vorverbrennung als Ergänzung im Rahmen eines zylinder-
druckbasierten Motormanagements an. Über diesen Regelkreis wird im nächs-
ten Abschnitt berichtet.
F. Ramsperger
- 103 -
5.5 Zylinderdruckbasierte Regelung der Vorverbrennung
5.5.1 Entwicklung der Regelstrategie
Die Ergebnisse der Systemidentifikation bestätigen das aufgrund der Analyse
der Regel-, Stell- und Störgrößen erwartete Verhalten. Für die Regelung der
Wärmefreisetzung der Vorverbrennung wird daher die Zylindertemperatur zum
Zeitpunkt ABHE+4°KW als Regelgröße ausgewählt. Zum Ermitteln dieser Grö-
ße wird eine thermodynamische Analyse in Echtzeit durchgeführt. Um kürzeste
Rechenzeiten zu ermöglichen, wurde der Wandwärmeübergang hierbei ver-
nachlässigt. Die Startbedingungen für die Berechnung der Hochdruckphase,
Einlasstemperatur und AGR-Rate, werden anhand von Sensordaten an die
thermodynamische Analyse übermittelt. Die für die Berechnung notwendigen
kalorischen Stoffwerte werden nach [109] angenähert. Alternativ könnten auch
neuere Ansätze, wie zum Beispiel [110] verwendet werden, wobei die etwas
höhere Genauigkeit dieser Werte für das vorgestellte Verfahren nicht benötigt
wird. In Zukunft wäre es möglich, diese Werte im Rahmen einer Gesamtpro-
zessanalyse zu ermitteln. Für eine genauere Bestimmung des Einlassdrucks
könnten die Einlassleitungen hierbei zum Beispiel nach der Charakteristi-
kentheorie berechnet werden. Einen Vergleich dieser Methode mit der Füll- und
Entleermethode bietet [121]. Der Wert für die Führungsgröße Zylindertempera-
tur zum Zeitpunkt ABHE +4°KW wird anhand von Experimenten mit Dieselkraft-
stoff ermittelt. Hierbei werden die während der Systemidentifikation gewonne-
nen Messdaten verwendet und aus diesen die Zylindertemperatur berechnet.
Als Regelgröße zur Regelung der zeitlichen Lage der Vorverbrennung wird die
zeitliche Lage der maximalen Umsatzrate der Vorverbrennung gewählt. Auch
hier erfolgt die Auslegung der Führungsgröße anhand von Experimenten mit
Dieselkraftstoff. Hierbei werden die Ergebnisse der Systemidentifikation zur Va-
riation des Spritzabstands berücksichtigt, die eine minimale Rußemission für
Spritzabstände von ca. 16°KW zeigen.
Zusätzlich zu den Regelkreisen für Ansteuerdauer und Ansteuerbeginn wird ein
Kopplungsglied zwischen diesen beiden Größen vorgesehen. Anhand der Da-
ten der Systemidentifikation kann dieses Kopplungsglied ausgelegt werden.
Aufgrund der ausgesprochen geringen Kopplung wird das Kopplungsglied je-
doch vorerst nicht aktiviert.
Um darüber hinaus eine ausreichende Dynamik des Einspritzsystems für einen
dynamischen Motorbetrieb sicherzustellen, wird die Regelstrategie um eine
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 104 -
Vorsteuerung ergänzt. Diese arbeitet analog zu der herkömmlichen Motorsteue-
rung und stellt Ansteuerdauer und Ansteuerbeginn abhängig von Last und
Drehzahl ein.
Die Kompensation der Störung durch einen von der Referenz abweichenden
Einspritzdruck wird über ein Kennfeld vorgenommen, welches die Durchfluss-
charakteristik des Injektors in Abhängigkeit vom Einspritzdruck beschreibt. Da
dieser Durchfluss in der Realität nicht vom Einspritzdruck sondern von der
Druckdifferenz über die Düse abhängt, könnte zur Verbesserung dieser Kom-
pensation die Last in dem implementierten Kennfeld berücksichtigt werden. Die-
se wird in der Regel ein gutes Maß für den Druck im Zylinder darstellen. Alter-
nativ wäre es möglich, das Signal des Zylinderdrucksensors zum
Einspritzbeginn auszuwerten. Allerdings müsste in beiden Fällen der Injektor
unter den entsprechenden Bedingungen vermessen werden. Bisher findet diese
Vermessung ohne eine Variation des Gegendrucks statt. Unter Berücksichti-
gung der gewonnenen Ergebnisse ergibt sich die Reglerstruktur daher wie in
Abb. 5-11 dargestellt.
Die in der Reglerstruktur dargestellten Regler (K) wurden als einfache PI-Regler
mit einer Stellgrößenbegrenzung implementiert. Da die Kompensation der nicht-
normgerechten Kraftstoffeigenschaften nicht arbeitsspielgenau erfolgen muss,
können die Regler mit relativ niedriger Bandbreite ausgelegt werden. Daher
wurden die Reglerparameter beginnend von einem Minimalwert manuell ange-
passt, bis die Zeitkonstante ungefähr 60 Sekunden betrug.
Die Versuche zur Regelung der Vorverbrennung wurden bei aktivierten Regel-
kreisen für Verbrennungsschwerpunkt und Last der Gesamtverbrennung durch-
geführt. Diese Regelkreise weisen eine Kopplung zur Regelung der Vor-
verbrennung auf. Bei einer Steigerung der Voreinspritzmenge und somit einer
Steigerung der Wärmefreisetzung der Vorverbrennung steigt auch die Last. Um
die Kopplung zwischen den Regelkreisen einzuschränken, wurden die Arbeits-
bereiche der unterschiedlichen Regler im Frequenzbereich entkoppelt. Für die
Regelung von Last und Verbrennungsschwerpunkt wurden deutlich kürzere
Zeitkonstanten als für die Regelung der Vorverbrennung gewählt, um diese Ent-
kopplung zu realisieren.
F. Ramsperger
- 105 -
Abb. 5-11: Reglerstruktur zur Regelung der Vorverbrennung unter Berück
sichtigung
von Vorsteuerung und Störgrößen
AB
PI
VKM
+
K
+
-
p
Zyl
TDA
AB
PI_Vorsteuerung
Pos
dQb/dϕ_max_VE _soll
AD
PI
+
K
+
-
M
d
n
AD
PI
_
Vorsteuerung
T
Zyl_ABHE+4°KW_soll
Pos
dQb/dϕ_max_VE _ist
T
Zyl_ABHE+4°KW_ist
+
Kopplungsglied
p
Rail
Kompensation
Raildruck
AB
PI
VKM
+
K
+
-
p
Zyl
TDA
AB
PI_Vorsteuerung
Pos
dQb/dϕ_max_VE _soll
AD
PI
+
K
+
-
M
d
n
AD
PI
_
Vorsteuerung
T
Zyl_ABHE+4°KW_soll
Pos
dQb/dϕ_max_VE _ist
T
Zyl_ABHE+4°KW_ist
+
Kopplungsglied
p
Rail
Kompensation
Raildruck
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 106 -
5.5.2 Funktionsnachweis der Regelung der Vorverbrennung im
Motorbetrieb
Zum Nachweis der Funktion der entwickelten Regelstrategie werden im Fol-
genden die Ergebnisse von Untersuchungen mit RME gezeigt. Die Ergebnisse
dieser Versuche sind auf den Motorbetrieb mit den Kraftstoffen A, B und C
übertragbar, da die erfolgreiche manuelle Kompensation für diese Kraftstoffe
bereits in Abschn. 5.4 gezeigt werden konnte.
dQ
b
/dϕ in J/°KW
-10
10
30
50
70
ϕ in °KW
340 350 360 370
I
Inj
in A
0
5
10
15
20
330 340 350 360 370
Q
b
in J
-50
50
150
250
350
ϕ in °KW
340 350 360 370
DK, m
VE
= 1.5mg
RME ohne VV-Regler
RME mit VV-Regler
T
Zyl
in K
800
900
1000
1100
1200
340 350 360 370
Abb. 5-12: Zylindertemperaturverlauf, Ansteuerzeiten, Brennverlauf und Durch-
brennfunktion für die Gleichstellung des Brennverfahrens beim Betrieb mit Diesel-
kraftstoff und RME in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW)
Der Motorbetrieb mit RME zeichnete sich durch eine erhöhte Wärmefreisetzung
der Voreinspritzmenge im Vergleich zu Dieselkraftstoff aus. Diese führt auf-
grund ihrer Lage zu einem erhöhten maximalen Zylinderdruckgradienten. Das
Ziel bei der zylinderdruckbasierten Detektion und Kompensation ist daher die
Reduktion des Zylinderdruckgradienten auf dessen Niveau bei Verwendung des
Referenzkraftstoffs.
F. Ramsperger
- 107 -
In Abb. 5-12 sind der Zylindertemperaturverlauf, der Brennverlauf und die
Durchbrennfunktion für den Motorbetrieb mit Dieselkraftstoff und mit RME dar-
gestellt. Für den Betrieb mit RME werden Messwerte für den Betrieb mit und
ohne Regelung der Vorverbrennung gezeigt. Zusätzlich sind oben rechts die
Ansteuerzeiten für Vor- und Haupteinspritzung dargestellt. Für den Betrieb mit
RME ohne Regelung der Vorverbrennung verursacht die erhöhte Wärmefreiset-
zung der Vorverbrennung eine erhöhte Zylindertemperatur. Diese erhöhte Zy-
lindertemperatur wird vom entwickelten Regelkreis detektiert und über eine Re-
duktion der Ansteuerdauer der Voreinspritzung kompensiert. Das Ergebnis ist
ein nahezu gleichgestellter Brennverlauf.
Die verbleibende kleine Abweichung liegt in der Bestimmung der Führungsgrö-
ße begründet. Diese wurde, wie bereits beschrieben, aus der thermodynami-
schen Analyse der Messdaten der Systemidentifikation gewonnen. Bei dieser
Analyse wurden, im Gegensatz zur Berechnung in Echtzeit zur Ermittlung der
Regelgröße, sowohl der Wandwärmeübergang (nach Woschni) berücksichtigt,
als auch auf einem anderen Polynomansatz basierende kalorische Stoffwerte
verwendet.
Die Berücksichtigung des Wandwärmeübergangs führt zu einem niedrigeren
Wert für die Führungsgröße Zylindertemperatur zum Zeitpunkt ABHE+4°KW.
Wenn dieser Wert vom Regler für die Vorverbrennung eingestellt wird und die
Messdaten nachfolgend wieder mit der thermodynamischen Analyse ausgewer-
tet werden, ergibt sich eine bleibende Abweichung. Für zukünftige Untersu-
chungen ist es daher wesentlich, dass die Verfahren zur Bestimmung der Füh-
rungsgröße und zur Bestimmung der Zylindertemperatur im Motorbetrieb genau
aufeinander abgestimmt sind.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 108 -
Die zeitlichen Verläufe der Regelgrößen Zylindertemperatur und zeitliche Lage
der maximale Brennrate der Vorverbrennung (Abb. 5-13, Abb. 5-14) zeigen die
Auflösung des Verfahrens und das Erreichen des Sollwerts nach ungefähr 60
Sekunden.
T
Zyl_ABHE+4°KW
in K
950
960
970
980
990
1000
t in s
0 20 40 60 80 100 120 140
T
Zyl_ABHE+4°KW
Istwert
T
Zyl_ABHE+4°KW
Sollwert
Regler inaktiv
Sollwert = RME Standartbetrieb
Regler aktiv
Sollwert = DK Referenzwert
Abb. 5-13: Zeitlicher Verlauf der Zylindertemperatur zum Zeitpunkt der Hauptein-
spritzung +4°KW bei Regeleingriff zur Kompensation des Einflusses von RME in
BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW), angelehnt an [8]
Aus der Abbildung zur Zylindertemperatur wird deutlich, dass die Auflösung die-
ser Regelgröße sehr hoch ist und diese keine wesentlichen Ausreißer zeigt. Die
Regelgröße eignet sich daher ausgesprochen gut für die gewählte Aufgaben-
stellung.
Die Auflösung der zeitlichen Lage der maximalen Brennrate der Vorverbren-
nung ist dem gegenüber relativ gering. Mit einer Auflösung von 0,5 °KW wird
die Gleichstellung der Brennverfahren gerade so erreicht. Zudem zeigen sich
aufgrund der geringen Auflösung einzelne Ausreißer, die die Stabilität einer Re-
gelung beeinträchtigen können. Eine feinere Auflösung dieser Regelgröße wäre
daher wünschenswert, auch wenn die erreichte Güte für die gewählte Aufga-
benstellung ausreicht. Hierzu müsste das Zylinderdrucksignal letztlich mit einer
höheren Auflösung abgetastet werden.
F. Ramsperger
- 109 -
Pos
dQb/dϕ_max_VV
in ° KW
350.5
351.0
351.5
352.0
352.5
t in s
0 20 40 60 80 100 120 140
Pos
dQb/dϕ_max_VV
Istwert
Pos
dQb/dϕ_max_VV
Sollwert
Regler inaktiv
Sollwert = RME Standartbetrieb
Regler aktiv
Sollwert = DK Referenzwert
Abb. 5-14: Zeitlicher Verlauf der maximalen Wärmefreisetzung während der Vorver-
brennung bei Regeleingriff zur Kompensation des Einflusses von RME in BP5
(n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW), angelehnt an [8]
In Tab. 5-1 auf der nächsten Seite sind die Emissionen, der maximale Druck-
gradient, der Kraftstoffverbrauch und die Sollwerte für den Regler der Vor-
verbrennung dargestellt. Am maximalen Druckgradienten wird der Erfolg der
entwickelten Reglerstrategie deutlich. Während ohne Regelung der Vorverbren-
nung dieser Druckgradient beim Betrieb mit RME 4,1 bar/°KW beträgt, ist eine
Reduktion auf 3,0 bar/°KW beim Aktivieren der Regelung der Vorverbrennung
möglich. Aufgrund des direkten Einflusses des Sauerstoffgehalts wird auch
nach der Gleichstellung der Brennverfahren deutlich weniger Ruß als beim Be-
trieb mit Dieselkraftstoff ausgestoßen.
Detektion und Kompensation nicht-normgerechter Kraftstoffeigenschaften
- 110 -
Tab. 5-1: Schadstoffemissionen, Verbrauch und maximaler Druckgradient
bei Motorbetrieb in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW)
mit und ohne Regelung der Vorverbrennung jeweils mit RME
7,97,98,0MJ/kWhb
i
1,411,341,34g/kWhCO
0,280,280,31g/kWhHC
0,350,340,4g/kWhNO
x
0,020,020,06g/kWhRuß
3,04,13,2bar/°KW(dp/dj)
max
350,6351,6351,0°KWPos
dQb/dϕ_max_VV
958986968KT
Zyl_ABHE+4°KW
17,516,016,0°KWSpritzpause
RMERMEDK-Kraftstoff
Mit
VV-Regelung
Ohne
VV-Regelung
7,97,98,0MJ/kWhb
i
1,411,341,34g/kWhCO
0,280,280,31g/kWhHC
0,350,340,4g/kWhNO
x
0,020,020,06g/kWhRuß
3,04,13,2bar/°KW(dp/dj)
max
350,6351,6351,0°KWPos
dQb/dϕ_max_VV
958986968KT
Zyl_ABHE+4°KW
17,516,016,0°KWSpritzpause
RMERMEDK-Kraftstoff
Mit
VV-Regelung
Ohne
VV-Regelung
F. Ramsperger
- 111 -
6 Zusammenfassung und Ausblick
Im Rahmen der hier vorgestellten Arbeit wurden umfangreiche Versuche mit
nicht-normgerechten Kraftstoffen unterschiedlicher Cetanzahl und unterschied-
licher Verdampfungseigenschaften durchgeführt. Die Ergebnisse der Versuche
bestätigen den aus der Literatur bekannten direkten Einfluss von Aromaten-
und Sauerstoffgehalt im Kraftstoff auf die Rußemission. Ein höherer Aromaten-
gehalt führt zu höheren Rußemissionen, während ein höherer Sauerstoffgehalt
zu geringeren Rußemissionen führt.
Weiter konnte gezeigt werden, dass neben der Cetanzahl auch die Verdamp-
fungseigenschaften der Kraftstoffe einen deutlichen Einfluss auf die Wärmefrei-
setzung im Dieselmotor und somit indirekt auf die Schadstoff- und Ge-
räuschemissionen haben. Insbesondere die Verbrennung des Kraftstoffs aus
der Voreinspritzung hat sich als empfindlich gegenüber einer vom Referenzzu-
stand abweichenden Siedelinie des Kraftstoffs gezeigt. Für eine Siedelinie mit
niedrigeren Temperaturen wird eine schnellere Verdampfung und Verteilung
des Kraftstoffs und somit ein lokales Abmagern des Luft-Kraftstoffgemischs in
der Nähe der Einspritzdüse verursacht. Dieses lokal abgemagerte Gemisch
wird durch die Kompression nicht mehr entzündet und die Vorverbrennung
bleibt aus. Für eine Siedelinie mit höheren Temperaturen konnte eine vergrö-
ßerte Wärmefreisetzung der Voreinspritzmenge beobachtet werden.
Die angestrebte Gleichstellung des Brennverfahrens bei Motorbetrieb mit nicht-
normgerechten Kraftstoffen kann nur erreicht werden, wenn sowohl die Wärme-
freisetzung der Vorverbrennung, als auch die Wärmefreisetzung der Haupt-
verbrennung berücksichtigt werden. Während für Last und Verbrennungs-
schwerpunkt der gesamten Verbrennung bereits zylinderdruckbasierte Regel-
kreise zur Verfügung stehen, wird die Wärmefreisetzung der Vorverbrennung
bisher nicht gesondert betrachtet. Da die Konditionierung der Zylinderladung
aber häufig über das Brennverfahren entscheidet, ist das Gleichstellen der Vor-
verbrennung für eine Gleichstellung des gesamten Brennverfahrens zwingend
erforderlich. Für ein geringes Verbrennungsgeräusch sind sowohl die umge-
Zusammenfassung und Ausblick
- 112 -
setzte Wärme als auch die Lage der Wärmefreisetzung aus der Vorverbren-
nung relevant.
In dieser Arbeit wurde daher eine Regelstrategie aufgezeigt, die die Vor-
verbrennung unter Berücksichtigung möglichst vieler Störgrößen gleichstellt.
Hierbei wurden neben Störgrößen aufgrund abweichender Kraftstoffeigenschaf-
ten die folgenden häufig auftretenden Störgrößen berücksichtigt:
• Änderungen der Ansaugtemperatur
• Belagsbildung an den Injektoren
• Serienstreuung zwischen den Injektoren
Die entwickelte Regelstrategie besteht aus zwei gesonderten Regelkreisen, für
Wärmefreisetzung und Lage der Vorverbrennung, wobei die Zylindertemperatur
zum Zeitpunkt des Ansteuerbeginns der Haupteinspritzung plus 4 °KW und die
zeitliche Lage der maximalen Umsatzrate der Vorverbrennung als Regelgrößen
verwendet wurden. Da das Systemverhalten eine Kopplung zwischen Wärme-
freisetzung und Lage der Vorverbrennung aufweist, sind die Regelkreise mit ei-
nem Kopplungsglied versehen. Weiter sind sie, wie üblich, mit einem Kompen-
sationsglied für einen abweichenden Einspritzdruck ausgestattet. Zusätzlich
sind beide Regelkreise mit einer Vorsteuerung versehen, die einen dynami-
schen Motorbetrieb ermöglicht.
Der Funktionsnachweis der entwickelten Regelung der Vorverbrennung wurde
anhand von Versuchen mit RME erbracht. Bei den Versuchen mit aktivierter
Regelung der Vorverbrennung konnte das durch die intensivierte Vorverbren-
nung von RME erhöhte Verbrennungsgeräusch, dargestellt am Zylinderdruck-
gradienten, von 4 bar/°KW auf 3 bar/°KW reduziert und somit das Geräuschni-
veau des Referenzkraftstoffs erreicht werden. Die vorgestellte Regelstrategie ist
somit nachgewiesenermaßen in der Lage, den indirekten Einfluss der nicht-
normgerechten Kraftstoffeigenschaften von RME zu kompensieren und eine
Gleichstellung des Brennverfahrens mit dem des Dieselkraftstoffs zu erreichen.
Aufgrund der Ergebnisse aus manuell durchgeführten Versuchen zu den ande-
ren Versuchskraftstoffen ist eine erfolgreiche Regelung auch für Kraftstoffe mit
niedrigerer Siedelinie zu erwarten.
Die vorgestellte Regelstrategie führt somit zu einem definierten und sicheren
Motorbetrieb bei unterschiedlichen Kraftstoffeigenschaften, wie sie auch bei zu-
künftigen Kraftstoffen auftreten könnten, einer deutlichen Vereinfachung bei der
Fertigung von Injektoren und einem geringeren Aufwand bei der Applikation von
Motoren. Aufgrund des ausgeprägten Einflusses der Vorverbrennung auf das
Brennverfahren, wie zum Beispiel der Übergang in ein teilhomogenes Brennver-
F. Ramsperger
- 113 -
fahren bei ausbleibender Wärmefreisetzung der Vorverbrennung, stellt die De-
tektion und Kompensation der Vorverbrennung eine zwingend notwendige Er-
weiterung für ein zylinderdruckbasiertes Motormanagement dar. Die Regelung
von Verbrennungsschwerpunkt und Last der Gesamtverbrennung allein reicht
für eine zufriedenstellende Störgrößenkompensation nicht aus.
Da der Einfluss der Cetanzahl mit dem vorgestellten Verfahren nicht gänzlich
kompensiert werden kann, sollte in Zukunft eine stabile Routine zur Detektion
des Zündverzugs der Hauptverbrennung entwickelt werden. Diese muss im rea-
len Motorbetrieb eine verlässliche und stetige Aussage treffen können, damit
sie als Regelgröße auch geeignet ist. Da die Verfahren zur Bestimmung des
Zündverzugs aus dem Zylinderdrucksignal keine ausreichende Stabilität gezeigt
haben, müssten hierzu entweder ein Nadelhub- oder ein Einspritzleitungsdruck-
signal in hoher Signalqualität und Bandbreite im Motorsteuergerät zur Verfü-
gung stehen.
F. Ramsperger
- 115 -
Abbildungsverzeichnis
Abb. 2-1:
Variation der Voreinspritzstrategie zur Reduktion der Partikelemission [32] .......22
Abb. 2-2:
Möglichkeiten und Grenzen des PCCI-Brennverfahrens [32]...............................23
Abb. 2-3:
Allgemeine Reglerstruktur mit Vorsteuerung und Messstrecke............................26
Abb. 2-4:
Struktur eines PID-Reglers.....................................................................................27
Abb. 2-5:
Mögliche Reglerstruktur eines zylinderdruckbasierten Motormanagements zur
Regelung von Verbrennungsschwerpunkt und Last..............................................34
Abb. 2-6:
Benzolring................................................................................................................37
Abb. 2-7:
Definition von Größen der Einspritzsteuerung und zur Beurteilung des
Konditionierungserfolgs...........................................................................................44
Abb. 3-1:
Vorderansicht des Einzylinder-Forschungsmotors in der Prüfstandszelle...........48
Abb. 3-2:
Schnitt des Zylinderkopfs mit Indizierzugang 1 .....................................................50
Abb. 3-3:
Schnitt des Zylinderkopfs mit Indizierzugang 2 .....................................................51
Abb. 4-1:
Brennverlauf bei BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=373°KW,
AGR=30%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................62
Abb. 4-2:
Zylindertemperaturverlauf für BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar,
VSP=373°KW, AGR=30%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................63
Abb. 4-3:
Zylinderdruckgradient für BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=373°KW,
AGR=30%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................63
Abb. 4-4:
Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP1 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=363-383°KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen
Kraftstoffen und jeweils angepassten Ansteuerzeiten...........................................64
Abb. 4-5:
Motorbetriebsgrößen für BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8 bar, VSP=363-
383°KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils
angepassten Ansteuerzeiten..................................................................................65
Abb. 4-6:
Zylinderdruck und Zylinderdruckgradient für BP1 (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=4,8
bar, VSP=363, 373, 383°KW) bei Motorbetrieb mit Kraftstoff C...........................66
Abb. 4-7:
Brennverlauf bei BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP=377°KW,
AGR=45%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................67
Abb. 4-8:
Zylindertemperaturverlauf für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar,
VSP=377°KW, AGR=45%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................68
Abb. 4-9:
Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP=377°KW,
AGR=45%) ohne angepasste Ansteuerzeiten bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen ................................................................................69
Abb. 4-10:
Zylinderdruckverlauf und Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
,
p
mi_HD
=15 bar, VSP=374-383°KW, AGR=45%) bei Motorbetrieb mit RME..........70
Abbildungsverzeichnis
- 116 -
Abb. 4-11:
Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP2 (n
M
=2350 min
-1
,
p
mi_HD
=15 bar, VSP=375-383°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten Ansteuerzeiten.............71
Abb. 4-12:
Motorbetriebsgrößen für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP=375-
383°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und
jeweils angepassten Ansteuerzeiten......................................................................72
Abb. 4-13:
Injektorstrom für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar, VSP=377 °KW) bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Einspritzzeiten.........................................................................................................73
Abb. 4-14:
Zylinderdruckverlauf für (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar, VSP=377 °KW) bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Einspritzzeiten.........................................................................................................74
Abb. 4-15:
Brennverlauf für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar, VSP=377 °KW) bei
Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Einspritzzeiten.........................................................................................................75
Abb. 4-16:
Zylinderdruckgradient für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=20 bar, VSP=377 °KW)
bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Einspritzzeiten.........................................................................................................75
Abb. 4-17:
Rohemissionen und Verbrennungsgeräusch für BP3 (n
M
=4000 min
-1
,
p
mi_HD
=18 bar, VSP=377-393 °KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen
Kraftstoffen und jeweils angepassten Einspritzzeiten...........................................76
Abb. 4-18:
Motorbetriebsgrößen für BP3 (n
M
=4000 min
-1
, p
mi_HD
=18 bar, VSP=377-393
°KW) bei Betrieb mit unterschiedlichen Kraftstoffen und jeweils angepassten
Einspritzzeiten.........................................................................................................77
Abb. 5-1:
Analyse der thermodynamischen Einflussgrößen auf den Druck- und den
Temperaturverlauf im Zylinder................................................................................85
Abb. 5-2:
Systemidentifikation möglicher Führungsgrößen für BP4 (n
M
=1650 min
-1
,
p
mi_HD
=, VSP=373 °KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des
Spritzabstands.........................................................................................................92
Abb. 5-3:
Abgasemissionen und spezifischer Kraftstoffverbrauch für BP4 (n
M
=1650 min
-
1
, p
mi_HD
=, VSP=373 °KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des
Spritzabstands.........................................................................................................94
Abb. 5-4:
Zeitlich aufgelöster Verlauf möglicher Führungsgrößen und der Injektorstrom
für die Betriebspunkte 4 A, B, C (n
M
=1650 min
-1
, p
mi_HD
=, VSP=373 °KW,
Dieselkraftstoff)........................................................................................................95
Abb. 5-5:
Systemidentifikation möglicher Führungsgrößen für BP5 (n
M
=2000min
-1
,
p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des
Spritzabstands.........................................................................................................96
Abb. 5-6:
Abgasemissionen und spezifischer Kraftstoffverbrauch für BP5 (n
M
=2000min
-
1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW, Dieselkraftstoff) bei einer Variation des
Spritzabstands.........................................................................................................97
Abb. 5-7:
Zeitlich aufgelöster Verlauf möglicher Führungsgrößen und der Injektorstrom
für die Betriebspunkte 5 D, E, F (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW,
Dieselkraftstoff)........................................................................................................98
Abb. 5-8:
Zylinderdruck und Zylinderdruckgradient für BP2 (n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15
bar, VSP ca. 377°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit unterschiedlichen
Kraftstoffen jeweils mit und ohne Anpassung der Voreinspritztimings.................99
Abb. 5-9:
Korrosion am Ventilkolbenkörper (links) und an der Ventilkolbenspitze
(rechts) des Injektors nach längerem Betrieb mit Versuchskraftstoff B..............100
F. Ramsperger
- 117 -
Abb. 5-10:
Emissionen, Verbrennungsgeräusch und maximaler Druckgradient für BP2
(n
M
=2350 min
-1
, p
mi_HD
=15 bar, VSP ca. 377°KW, AGR=45%) bei Betrieb mit
unterschiedlichen Kraftstoffen jeweils mit und ohne Anpassung der
Voreinspritztimings................................................................................................101
Abb. 5-11:
Reglerstruktur zur Regelung der Vorverbrennung unter Berücksichtigung von
Vorsteuerung und Störgrößen..............................................................................105
Abb. 5-12:
Zylindertemperaturverlauf, Ansteuerzeiten, Brennverlauf und
Durchbrennfunktion für die Gleichstellung des Brennverfahrens beim Betrieb
mit Dieselkraftstoff und RME in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar,
VSP=377°KW).......................................................................................................106
Abb. 5-13:
Zeitlicher Verlauf der Zylindertemperatur zum Zeitpunkt der
Haupteinspritzung +4°KW bei Regeleingriff zur Kompensation des Einflusses
von RME in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW), angelehnt an
[8] ...........................................................................................................................108
Abb. 5-14:
Zeitlicher Verlauf der maximalen Wärmefreisetzung während der
Vorverbrennung bei Regeleingriff zur Kompensation des Einflusses von RME
in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW), angelehnt an [8].............109
F. Ramsperger
- 119 -
Tabellenverzeichnis
Tab. 3-1:
Geometrische Größen und Eigenschaften des verwendeten
Einzylindermotors und des Einspritzsystems.......................................................52
Tab. 3-2:
Kraftstoffeigenschaften der Versuchskraftstoffe für den ersten
Versuchsabschnitt.................................................................................................55
Tab. 3-3:
Betriebspunkte zur Analyse der Auswirkungen der Kraftstoffeigenschaften
auf die Motorbetriebswerte und die Abgasemission des Versuchsmotors.........56
Tab. 3-4:
Betriebspunkte für den zweiten Versuchsabschnitt.............................................58
Tab. 5-1:
Schadstoffemissionen, Verbrauch und maximaler Druckgradient bei
Motorbetrieb in BP5 (n
M
=2000min
-1
, p
mi_HD
=10bar, VSP=377°KW) mit und
ohne Regelung der Vorverbrennung jeweils mit RME ......................................110
F. Ramsperger
- 121 -
Formelzeichen
Zeichen Einheit Beschreibung
ϕ °KW Kurbelwinkel
ε - Verdichtungsverhältnis
λ
v
- Verbrennungsluftverhältnis
τ
ZV_HE
ms Zündverzug der Haupteinspritzung
τ
ZV_VE
ms Zündverzug der Voreinspritzung
AGR % Abgasrückführrate
b
i
MJ/kWh Indizierter spezifischer Kraftstoffver-
brauch in Megajoule pro Kilowattstun-
de
CO g/kWh Kohlenmonoxidemission
CO
2
g/kWh Kohlendioxidemission
(dp/dϕ)
max
bar/°KW Maximaler Druckgradient im Zylinder
dQ
b
/dϕ J/°KW Brennrate
HC g/kWh Emission unverbrannter Kohlenwas-
serstoffe
H
u
MJ/kg Heizwert
I
Inj
A Injektorstrom
m
PI
mg Masse der Piloteinspritzung
n
M
min
-1
Motordrehzahl
Noise (AVL) dB(A) Verbrennungsgeräusch nach AVL
Noisemeter
NO
x
g/kWh Stickoxidemission
p
vE
bar Druck vor Einlassventil des Motors
p
mi_HD
bar Indizierter Mitteldruck der Hochdruck-
schleife
Pos
dQb/dϕ_max_VV
°KW Lage der maximalen Umsatzrate der
Vorverbrennung
p
Rail
bar Einspritzdruck
p
Zyl
bar Zylinderdruck
p
Zyl_max
bar Maximaler Zylinderdruck
Q
b
J Freigesetzte Wärme der gesamten
Verbrennung
Q
b_VV
J Freigesetzte Wärme der Vorverbren-
nung
Ruß g/kWh Rußemission
Formelzeichen und Abkürzungen
- 122 -
Zeichen Einheit Beschreibung
SA °KW Spritzabstand
SP °KW Spritzpause
T
5%
°C Siedebeginn
T
50%
°C Siedemittelpunkt
T
90%
°C Siedeende
T
vE
°C Temperatur vor Einlassventil
T
Zyl
K Zylindertemperatur
VSP °KW Verbrennungsschwerpunkt
VSP
VV
°KW Verbrennungsschwerpunkt der Vor-
verbrennung
F. Ramsperger
- 123 -
Abkürzungen
Zeichen Beschreibung
AGR Abgasrückführung
BP1…BP5 Betriebspunkt 1 bis Betriebspunkt 5
C Kohlenstoff
CO Kohlenmonoxid
CO
2
Kohlendioxid
CZ Cetanzahl
DoE Design of Experiments
G Stellgröße
G
p
Störgröße
H Wasserstoff
HC Kohlenwasserstoffe
HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition; Homogenes
Dieselbrennverfahren
HV Hauptverbrennung
IMA Injektor-Mengen-Abgleich
K Regler
k
d
Verstärkungsfaktor Differentialanteil
k
i
Verstärkungsfaktor Integralanteil
k
p
Verstärkungsfaktor Produktanteil
M Messglied
MMA Mengenmittelwertadaption
NMK Nullmengenkalibration
O Sauerstoff
OBD On-Board-Diagnose
P Strecke
PCCI Premixed Charge Compression Ignition; Teilhomogenes
Dieselbrennverfahren
Pkw Personenkraftwagen
r Messrauschen
RME Rapsmethylester
SA Spritzabstand
SP Spritzpause
u Stellgröße
VE Voreinspritzung
VSP Verbrennungsschwerpunkt
Formelzeichen und Abkürzungen
- 124 -
Zeichen Beschreibung
VV Vorverbrennung
w Führungsgröße
y Regelgröße
F. Ramsperger
- 125 -
Literaturverzeichnis
[1] B. van Wijngaarden, "A Numerical Study on HCCI Combustion of PRF Mixtures com-
pared with PCCI Experiments", Master Thesis, TU Eindhoven, Eindhoven, 2008
[2] J. Fritzsche, "Brennverfahrenspotential alternativer Kraftstoffe für Pkw-Dieselmotoren
mit direkter Kraftstoffeinspritzung", Diplomarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschi-
nen, TU Berlin, Berlin, 2009
[3] R. Pohlke, "Bestimmung der tatsächlichen Cetanzahl über Zündverzugs-Betrachtungen
an einem direkteinspritzenden Einzylinder-Forschungsmotor in teilhomogenem Diesel-
betrieb", Diplomarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2009
[4] M. N. Schraven, "Detektion des Einflusses abweichender Kraftstoffeigenschaften auf
dieselmotorische Brennverfahren und Ableitung geeigneter Kompensationsmaßnah-
men", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2009
[5] P. Funk, "Vergleich des Einflusses unterschiedlicher Kraftstoffe auf die Brennverfahren
von Pkw- und Nfz-Dieselmotoren", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschi-
nen, TU Berlin, Berlin, 2009
[6] A. Lasch, "Bewertung des Potentials alternativer Kraftstoffe bei der Umsetzung homo-
gener und teilhomogener Diesel-Brennverfahren", Diplomarbeit, Fachgebiet Verbren-
nungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2010
[7] G. Zubke, "Online-Detektion der Verbrennung der Voreinspritzmenge über Thermody-
namische Analyse", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin,
Berlin, 2010
[8] G. Zubke, "Detektion und Kompensation abweichender Voreinspritzungsverbrennung
aufgrund variabler Kraftstoffeigenschaften", Diplomarbeit, Fachgebiet Verbrennungs-
kraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2011
[9] T. Dunger, "Detektion und Kompensation erhöhten Verbrennungsgeräuschs von Die-
selmotoren aufgrund abweichender Verdampfung und Entflammung der Voreinspritz-
menge alternativer Kraftstoffe", Diplomarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen,
TU Berlin, Berlin, 2010
[10] I. Akdemir, "Experimentelle Bestimmung und Bewertung des Emissionsverhaltens alter-
nativer Kraftstoffe bei Euro-6 Diesel-Brennverfahren", Diplomarbeit, Fachgebiet
Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2010
[11] A. Aparicio Ruiz, "Validation of Fuel Property Effects on Homogeneous and Conven-
tional Diesel Combustion", Diplomarbeit, Escuela Técnica Superior de Ingenieros Indus-
triales, Madrid, 2011
Literaturverzeichnis
- 126 -
[12] M. Bauer, "Rußminderungspotential oxygenierter Kraftstoffe in teilhomogenem und hete-
rogenem Dieselbetrieb", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen, TU
Berlin, Berlin, 2010
[13] B. Wollschläger, "Untersuchung des Einflusses der Voreinspritzverbrennung auf den
Gaszustand zum Zeitpunkt der Haupteinspritzung", Bachelorarbeit, Fachgebiet Verbren-
nungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2010
[14] OECD/ITF, "Reducing Transport Greenhouse Gas Emissions: Trends & Data 2010",
Tagungsband zu International Transport Forum, Leipzig, 2010.
[15] IEA, "CO2 Emissions from Fuel Combustion", International Energy Agency, Paris, 2009
[16] d. Ü. IPCC, "Klimaänderung 2007: Zusammenfassung für politische Entscheidungsträ-
ger", 2007
[17] J. B. Smith, S. H. Schneider, M. Oppenheimer, et al., "Assessing dangerous climate
change through an update of th Intergovernmental Panel on Climate Change (IPCC)
"reasons for concern" ", PNAS 2009 vol. 106 no. 11, Seiten: 4133-4137
[18] I. Allison, R. A. Bindoff, P. M. Bindschadler, et al., "The Copenhagen Diagnosis - Updat-
ing the World on the Latest Climate Science", The University of New South Wales Cli-
mate Change Research Centre (CCRC), Sydney, 2009
[19] P. T. Doran und M. Kendall Zimmermann, "Examining the Scientific Consensus on Cli-
mate Change", EOS 2009 vol. 90 no. 3, Seiten:
[20] A. Vikas, "Individual Mobility 2020", Präsentation, Seminar für Kraftfahrzeug- und Moto-
rentechnik, TU Berlin, 2009.
[21] A. Janssen, M. Jakob, M. Müther, et al., "Massgeschneiderte Kraftstoffe aus Biomasse -
Potenzial biogener Kraftstoffe zur Emissionsreduktion", Motortechnische Zeitschrift MTZ
71(2010)12, Seiten: 922-928
[22] E. Dinjus und N. Dahmen, "Das Bioliq-Verfahren - Konzept, Technologie und Stand der
Entwicklung", Motortechnische Zeitschrift MTZ 71(2010)12, Seiten: 864-868
[23] H. Konitzer, G. Scheuch und J. Wehrmeister, "FEE - Fahrzeugtechnik EWG/ECE",
Kirschbaum Verlag, 2011
[24] N.N., "California Air Resources Board (CARB), Section 1968.2, Section 1968.5: OBD II
Regulations and Rulemaking", Office of Administrative Law, California, USA,
[25] J. B. Heywood, "Internal Combustion Engine Fundamentals", McGraw-Hill Book Com-
pany, New York, 1988
[26] K. Mollenhauer und H. Tschöke, "Handbuch Dieselmotoren", 3. Auflage, Springer, Berlin
Heidelberg New York, 2007
[27] G. Hack und I. Langkabel, "Turbo- und Kompressormotoren", Motorbuch Verlag, Stutt-
gart, 1999
[28] L. Flückiger, S. Tafel und P. Spring, "Hochaufladung mit Druckwellenlader für Ottomoto-
ren", Motortechnische Zeitschrift (MTZ) 67(2006)12, Seiten:
F. Ramsperger
- 127 -
[29] H.-H. Braess und U. Seiffert, "Vieweg Handbuch Kraftfahrzeugtechnik", Friedrich Vie-
weg & Sohn Verlagsgesellschaft mbH, Braunschweig/Wiesbaden, 2001
[30] G. Figer, G. Pirker, A. Wimmer, et al., "Analyse von HCCI-Brennverfahren beim direkt-
einspritzenden Dieselmotor", Tagungsband zu 9. Tagung "Der Arbeitsprozess des Ver-
brennungsmotors", Graz, 2003, Seiten: 275-289.
[31] M. Muether, A. Kolbeck, M. Lamping, et al., "Advanced Combustion for Low Emissions
and High Efficiency Part 1: Impact of Engine Hardware on HCCI Combustion", SAE Pa-
per 2008-01-2405
[32] F. Ramsperger, H. Pucher, M. Brauer, et al., "Die Zukunft des Dieselmotors: Schafft
HCCI die schadstoffarme Verbrennung", Tagungsband zu DVWG-Jahrestagung 2008 /
7. Europäischer Verkehrskongress, Berlin, 2008, Seiten: 236-243.
[33] M. Brauer, "Schadstoffverhalten und Lastgrenze der vorgemischten Dieselverbrennung",
Shaker Verlag, Aachen, 2011
[34] K. Inagaki, T. Foyuto, K. Nishikawa, et al., "Dual-fuel PCI combustion controlled by in-
cylinder stratification of ignitability", SAE Paper 2006-01-0028
[35] A. Sommer, H. Puschmann, H. Pohland v. Schloß, et al., "Potential der Kalte-Flammen-
Technologie zur Darstellung der vorgemischten, homogenen Verbrennung in einem Die-
selmotor", Motortechnische Zeitschrift MTZ 67(2006)4, Seiten: 282-289
[36] R. F. Cracknell, D. J. Rickeard, J. Ariztegui, et al., "Advanced Combustion for Low Emis-
sions and High Efficiency Part 2: Impact of Fuel Properties on HCCI Combustion", SAE
Paper 2008-01-2404
[37] F. Ramsperger, H. Pucher, H. Puschmann, et al., "Emission and Ignition Effects of Al-
ternative Fuels at Conventional and Premixed Diesel Combustion", SAE International
Journal of Fuels and Lubricants 2010 vol. 3 no. 1, Seiten: 435-451
[38] S. Haiyun, S. Mosbach, M. Kraft, et al., "Two-Stage Fuel Direct Injection in a Diesel-
Fuelled HCCI Engine", SAE Paper 2007-01-1880
[39] E. M. Unger, A. Fuerhapter, K. Neunteufl, et al., "Homogene Selbstzündung - eine neue
Herausforderung an das Motormanagement", Tagungsband zu 4. Symposium Steue-
rungssysteme für den Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen, Berlin, 2003.
[40] H. Bandemer und A. Bellmann, "Statistische Versuchsplanung", 4. Auflage, Teubner,
Leipzig, 1994
[41] K. Röpke (Herausgeber), Tagungsband zu Design of Experiments (DoE) in der Moto-
renentwicklung I, Berlin, 2003.
[42] K. Röpke (Herausgeber), Tagungsband zu Design of Experiments in der Motorenent-
wicklung II, Berlin, 2005.
[43] K. Röpke (Herausgeber), Tagungsband zu Design of Experiments (DoE) in der Moto-
renentwicklung III, Berlin, 2007.
Literaturverzeichnis
- 128 -
[44] A. Mitterer, "Optimierung vielparametriger Systeme in der Kfz-Antriebsentwick-lung, Sta-
tistische Versuchsplanung und Künstliche Neuronale Netze in der Steuergeräteausle-
gung zur Motorabstimmung ", VDI Fortschritt-Berichte, Band 434, 2000
[45] T. Naumann, "Wissensbasierte Optimierungsstrategien für elektronische Steuergeräte
an Common-Rail-Dieselmotoren", Dissertation, Fakultät für Maschinenbau, TU Berlin,
Berlin, 2002
[46] H. Pucher und T. Naumann, "Fuzzy-basierter Optimierungsalgorithmus zur Online-
Optimierung von Common-Rail-Einspritzsystemen", Motortechnische Zeitschrift MTZ
64(2003)9, Seiten: 736-744
[47] H. Pucher und K. Jankov, "Wissensbasierte Online-Prozessoptimierung aufgeladener
Common-Rail-Dieselmotoren", Tagungsband zu 6. Internationales Stuttgarter Symposi-
um Kraftfahrwesen und Verbrennungsmotoren, Stuttgart, 2005, Seiten: 140-155.
[48] H. Pucher, F.-L. Krause, M. Bauer, et al., "Online-Prozeßoptimierung für aufgeladene
Dieselmotoren", Motortechnische Zeitschrift MTZ 57(1996)6, Seiten: 354-360
[49] H. Unbehauen, "Regelungstechnik I", Friedrich Vieweg & Sohn Verlag, Wiesbaden,
2007
[50] J. Lunze, "Regelungstechnik 1", Springer, Heidelberg, 2010
[51] S. Skogestad und I. Postlethwaite, "Multivariable Feedback Control", John Wiley &
Sons, Ltd, Chichester, England, 2005
[52] S. M. Winkler, M. Hirsch, M. Affenzeller, et al., "Virtual Sensors for Emissions of a Diesel
Engine Produced by Evolutionary System Identification", Tagungsband zu EUROCAST
2009, Las Palmas de Gran Canaria, 2009, Seiten: 657-664.
[53] B. Winkler-Ebner, M. Hirsch und L. Del Re, "Comparison of Virtual and Physical NOx-
Sensors for Heavy Duty Diesel Engine Application", SAE International Journal of En-
gines 2010 vol. 3 no. 1, Seiten: 1124-1139
[54] C. Landgraf, "Entwicklung und Applikation eines virtuellen Sensors zur Bestimmung der
Beladung von Partikelfiltern", Dissertation, Fakultät für Maschinenbau, TU Darmstadt,
Darmstadt, 2005
[55] F. Boecking, U. Dohle, J. Hammer, et al., "Pkw-Common-Rail-Systeme für künftige
Emissionsanforderungen", Motortechnische Zeitschrift MTZ 66(2005)7, Seiten: 662-557
[56] A. Michalske, "Der Beitrag elektronischer Regelungen zur Emissionsreduzierung von
Dieselmotoren", Präsentation, 2. Regelungstechnisches Kolloquium, Dortmund, 2006.
[57] J. Jeschke, "Konzeption und Erprobung eines zylinderdruckbasierten Motormanage-
ments für Pkw-Dieselmotoren", Dissertation, Fakultät für Maschinenbau, Otto-von-
Guericke-Universität Magdeburg, Magdeburg, 2002
[58] J. Jeschke, T. Lang, J. Wendt, et al., "Verbrennungsgeregeltes Motormanagement für
direkteinspritzende Dieselmotoren", 16. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motoren-
technik, Aachen, 2007.
F. Ramsperger
- 129 -
[59] V. Held und E. Schubert, "Ansätze für ein zylinderdruckgeführtes Motormanagementsys-
tem", 15. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, 1994.
[60] J. Hadler, F. Rudolph, R. Dorenkamp, et al., "Der neue 2,0-l-TDI-Motor von Volkswagen
für niedrigste Abgasgrenzwerte – Teil 1", Motortechnische Zeitschrift MTZ 69(2008)5,
Seiten: 386-395
[61] J. Hadler, F. Rudolph, R. Dorenkamp, et al., "Der neue 2,0-l-TDI-Motor von Volkswagen
für niedrigste Abgasgrenzwerte – Teil 2", Motortechnische Zeitschrift MTZ 69(2008)6,
Seiten: 534-539
[62] I. Friedrich, H. Pucher und C. Roesler, "Echtzeit-DVA - Grundlage der Regelung künfti-
ger Verbrennungsmotoren", Tagungsband zu MTZ-Konferenz Motor, Stuttgart, 2006.
[63] H. Pucher, I. Friedrich und T. Offer, "Verknüpfung von physikalischen Modellen mit DoE-
Modellen zur echtzeitfähigen Motorprozess-Simulation", Tagungsband zu Design of Ex-
periments (DOE) in der Motorenentwicklung, Berlin, 2003, Seiten: 216-230.
[64] B. von Bismarck, H. Pucher und C. Roesler, "Gesamtprozessanalyse in Echtzeit: Mo-
dellbasierte Berechnung der Zylinderladung zur Regelung moderner Brennverfahren",
Tagungsband zu Motorprozesssimulation und Aufladung II, Berlin, 2007, Seiten: 387-
396.
[65] A. Rempel, E. Stölting, O. Predelli, et al., "Flexible Motorprozessregelung für neue
Brennverfahren", at - Automatisierungstechnik 57(2009)1, Seiten: 14-22
[66] D. Liebig, W. Krane, P. Ziman, et al., "The Response of a Closed Loop Controlled Diesel
Engine on Fuel Variation", SAE Paper 2008-2471-01
[67] J. S. Cundiff und (Editor), "Liquid Fuels from Renewable Resources", Tagungsband zu
Alternative Energy Conference, Nashville, Tennessee, 1992.
[68] B. E. Dale (Editor), "Liquid Fuels, Lubricants and Additives from Biomass", Tagungs-
band zu Alternative Energy Conference, Kansas City, Missouri, 1994.
[69] L. F. Backer, K. R. Kaufmann, G. Quick (Editors), et al., "Vegetable Oil Fuels", Ta-
gungsband zu International Conference on Plant and Vegetable Oils and Fuels, Fargo,
North Dakota, 1982.
[70] W. Plassmann und D. Hassel (Redaktion), "Neuen Kraftstoffen auf der Spur", Bundes-
ministerium für Forschung und Technologie, Verlag TÜV Rheinland GmbH, Köln, 1974
[71] C. Bartsch, "Synthetischer Dieselkraftstoff als Weg in die Zukunft", Motortechnische
Zeitschrift MTZ 65(2004)4, Seiten: 278-281
[72] A. Jaecker-Voirol, B. Delfort, X. Montagne, et al., "Glycerol derivatives for diesel fuel re-
formulation", SAE Paper 2005-01-2203
[73] M.-Y. von Hohenthal, "Zwischen Acker und Labor", Motortechnische Zeitschrift MTZ
71(2010)12, Seiten: 852-859
[74] M. Uchida und Y. Akasaka, "A Comparison of Emissions from Clean Diesel Fuels", SAE
Paper 1999-01-1121
Literaturverzeichnis
- 130 -
[75] T. Koerfer, G. Lepperhoff, S. Pischinger, et al., "Potential of Synthetic Fuels in Future
Combustion Systems for HSDI Diesel Engines", SAE Paper 2006-01-0232
[76] P. Schaberg, J. Botha, M. Schnell, et al., "HSDI Diesel Engine Optimization for GTL Die-
sel Fuel", SAE Paper 2007-01-0027
[77] H. Nanjundaswamy, M. Tatur, D. Tomazic, et al., "Fuel Property Effects on Emissions
and Performance of a Light-Duty Diesel Engine", SAE Paper 2009-01-0488
[78] P. Satgé de Caro, Z. Mouloungui, G. Vaitilingom, et al., "Interest of combining an addi-
tive with diesel-ethanol blends for use in diesel engines", Fuel 2001 vol. 80 no. Seiten:
565-574
[79] C. S. Sluder, R. M. Wagner, S. A. Lewis, et al., "Fuel Property Effects from High Effi-
ciency Clean Combustion in a Diesel Engine", SAE Paper 2006-01-0080
[80] M. Kozak, J. Merkisz, P. Bielaczyc, et al., "The Influence of Synthetic Oxygenates on
Euro IV Diesel Passenger Car Exhaust Emissions", SAE Paper 2007-01-0069
[81] U. Horn, R. Egnell, A. Öivind, et al., "Investigation on Differences in Engine Efficiency
with Regard to Fuel Volatility and Engine Load", SAE Paper 2008-01-2385
[82] J. Fritzsche, "Inbetriebnahme und Validierung eines Einzylinder-Experimental-motors für
homogene Dieselbrennverfahren", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschi-
nen, TU Berlin, Berlin, 2008
[83] A. Kudaschev, "Sicherheitsmodul für HCCI Prüfstand", Projektarbeit, Fachgebiet
Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2008
[84] M. Schindler, "Neustrukturierung der Prüfstandssoftware für den HCCI-Einzylinder-
prüfstand", Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungkraftmaschinen, TU Berlin, Berlin,
2009
[85] I. Ivanov, "Aufbau einer CAN-Kommunikation zwischen Prüfstandssteuerung, Mo-
torsteuerung und Indiziersystem", Projektarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschi-
nen, TU Berlin, Berlin, 2010
[86] C. Laukemper, "Einfluss der Abgasrückführung auf das Verbrennungsluftverhältnis",
Studienarbeit, Fachgebiet Verbrennungskraftmaschinen, TU Berlin, Berlin, 2009
[87] O. Predelli, T. Kracke, W. Schmidt, et al., "FI2RE - Neues Steuermodul für Piezoinjekto-
ren", Motortechnische Zeitschrift (MTZ) 64(2004)01, Seiten: 36-42
[88] G. Hohenberg, "Definition und Eigenschaften des thermodynamischen Verlustwinkels",
Automobilindustrie 4(1978)76, Seiten: 15-20
[89] N.N., "Smoke Value Measurements with the Filter-Paper-Method - Application Notes",
AVL GmbH, 2005
[90] N.N., "FEE Fahrzeugtechnik EWG/ECE", Kirschbaum Verlag, 2003/2002
[91] H. D. Baehr und S. Kabelac, "Thermodynamik - Grundlagen und technische Anwendun-
gen", Springer-Lehrbuch, Berlin Heidelberg, 2009
F. Ramsperger
- 131 -
[92] M. Weßlau, M. Bargende, S. Haas, et al., "Homogene Dieselverbrennung - Verfahren
zur Emissionsreduzierung Teil1: Untersuchungen am Pkw-Dieselmotor", Motortechni-
sche Zeitschrift MTZ 67(2006)10, Seiten: 798-805
[93] S. Juttu, S. S. Thipse, N. V. Marathe, et al., "Homogeneous Charge Compression Igni-
tion (HCCI): A New Concept for Near-Zero NOx and Particulate Matter (PM) From Die-
sel Engine Combustion", SAE Paper 2007-26-020
[94] C. J. Mueller, L. M. Pickett, D. L. Siebers, et al., "Effects of Oxygenates on Soot Proc-
esses in DI Diesel Engines: Experiments and Numerical Simulations", SAE Paper 2003-
01-1791
[95] G. Kalghatgi, P. Risberg und H.-E. Angström, "Advantages of fuels with high resistance
to auto-ignition in late injection, low-temperature, compression ignition combustion",
JSAE 2006-01-3385
[96] N. Steinbach, H. Harndorf, F. Weberbauer, et al., "Motorisches Potenzial von syntheti-
schen Dieselkraftstoffen", Motortechnische Zeitschrift MTZ 67(2006)02, Seiten: 96-102
[97] T. Furuhate, M. Arai, M. Yaga, et al., "Effect of Fuel Properties on Diesel PM Compo-
nents", SAE Paper 2007-01-1941
[98] E. Trapel und P. Roth, "Schadstoffreduzierung eines Dieselmotors mit Direkteinspritzung
durch den Einsatz von Fettsäure-Methylester", Motortechnische Zeitschrift MTZ
65(2004)12, Seiten: 1020-1025
[99] T. C. Zannis, D. T. Hountalas und D. A. Kouremenos, "Experimental Investigation to
Specify the Effect of Oxygenated Additive Content and Type on DI Diesel Engine Per-
formance and Emissions", SAE Paper 2004-01-0097
[100] M. J. Murphy, "Oxygenate Compability with Diesel Fuels", SAE Paper 2002-01-2848
[101] C. J. Mueller und G. C. Martin, "Effects of Oxygenated Compounds on Combustion and
Soot Evolution in an DI Diesel Engine: Broadband Natural Luminosity Imaging", SAE
Paper 2002-01-1631
[102] A. S. E. Cheng, R. W. Dibble und B. A. Bucholz, "The Effect of Oxygenates on Diesel
Engine Particulate Matter", SAE Paper 2002-01-1705
[103] L. I. Yeh, D. J. Rickeard, J. L. C. Duff, et al., "Oxygenates: An Evaluation of their Effects
on Diesel Emissions", SAE Paper 2001-01-2019
[104] Y. Kwon, N. Mann, D. J. Rickeard, et al., "Fuel Effects on Diesel Emissions - A New Un-
derstanding", SAE Paper 2001-01-3522
[105] M. Stoner und T. Litzinger, "Effects of Structure and Boiling Point of Oxygenated Blend-
ing Compounds in Reducing Diesel Emissions", SAE Paper 1999-01-1475
[106] W. Lange und G. Woschni, "Thermodynamische Auswertung von Indikator-
Diagrammen, elektronisch gerechnet", Motortechnische Zeitschrift MTZ 25(1964)7, Sei-
ten: 284-289
[107] G. Hohenberg, "Experimentelle Erfassung der Wandwärme von Kolbenmotoren", Habili-
tationsschrift, Technische Universität Graz, Graz, 1980
Literaturverzeichnis
- 132 -
[108] M. Bargende, "Ein Gleichungsansatz zur Berechnung der instationären Wandwärmever-
luste im Hochdruckteil von Ottomotoren", Dissertation, Fakultät für Maschinenbau, TU
Darmstadt, Darmstadt, 1991
[109] E. Justi, "Spezifische Wärme, Enthalpie, Entropie und Dissoziation technischer Gase",
Springer Verlag, Berlin, 1938
[110] B. J. McBride, M. J. Zehe und S. Gordon, "NASA Glenn Coefficients for Calculating
Thermodynamic Properties of Individual Species", National Technical Information Ser-
vice, Springfield, USA, 2002
[111] O. Predelli, R. Gratzke, R. Marohn, et al., "Kontinuierliche Einspritzverlaufsformung in
Pkw-Dieselmotoren - Potenziale, Grenzen und Realisierungschancen", Tagungsband zu
31. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, 2010.
[112] H. J. Laumen, T. Körfer, M. Lamping, et al., "Flexible Einspritzverlaufsformung - Auch
bei PKW-Dieselmotoren ein wirkungsvolles Mittel zur Reduzierung von Verbrauch und
Schadstoffemission?", Tagungsband zu 5. Tagung Diesel- und Benzindirekteinspritzung,
Berlin, 2006.
[113] M. Brauer, T. Gargiso, H. Beier, et al., "Experimentelle und analytische Vorgehensweise
bei der Untersuchung der Einspritzratenverlaufsformung mit dem IAV-TwinCR For-
schungseinspritzsystem", Tagungsband zu 5. Tagung Diesel- und Benzindirekteinsprit-
zung, Berlin, 2006.
[114] G. P. Merker und T. Delebinski, "Dieselmotorische Einspritzverlaufsformung mit Hilfe op-
tischer Messsysteme", Motortechnische Zeitschrift (MTZ) 68(2007)09, Seiten:
[115] M. Rottmann, C. Menne, S. Pischinger, et al., "Injection Rate Shaping Investigations on
a Small - Bore DI Diesel Engine", SAE Paper 2009-01-0850
[116] F. G. Chmela, P. Jager, P. Herzog, et al., "Emissionsverbesserung an Dieselmotoren mit
Direkteinspritzung mittels Einspritzverlaufsformung", Motortechnische Zeitschrift (MTZ)
59(1999)09, Seiten: 552-558
[117] S. Meyer, A. Krause, D. Krome, et al., "Ein flexibles Piezo-Common-Rail-System mit di-
rektgesteuerter Düsennadel", Motortechnische Zeitschrift (MTZ) 62(2002)02, Seiten: 86-
93
[118] S. Bauer, H. Zhang, R. Pirkl, et al., "Ein neuer Piezo Common Rail Injektor mit Direktan-
trieb und Mengenregelkreis: Konzept und motorische Vorteile", Tagungsband zu 29.
Wiener Motorensymposium Wien, 2008.
[119] D. Schoeppe, M. Hardy, S. Zuelch, et al., "Das neue Diesel Einspritzsystem mit direkt
angetriebenem Common Rail Injektor für höchste Kundenansprüche: Einzigartige Vortei-
le durch innovative Technik", Tagungsband zu 29. Wiener Motorensymposium, Wien,
2008.
[120] R. Leonhard, M. Parche, C. Alvarez-Avila, et al., "Druckübersetztes Common-Rail-
System für Nutzfahrzeuge", Motortechnische Zeitschrift (MTZ) 69(2009)05, Seiten: 368-
375
F. Ramsperger
- 133 -
[121] H. Pucher, "Vergleich der programmierten Ladungswechselrechnung für Viertaktdiesel-
motoren nach der Charakteristikentheorie und der Füll- und Entleermethode", Dissertati-
on, TU Braunschweig, Braunschweig, 1975
F. Ramsperger
- 135 -
Anhang
Anhang
- 136 -
A1 Schemazeichnungen des Einzylinder-Prüfstands
A1.1 Schemazeichnung Luft- und Abgaspfad
F. Ramsperger
- 137 -
A1.2 Schemazeichnung Kühlwasserkreislauf
Anhang
- 138 -
A1.3 Schemazeichnung Ölkreislauf
F. Ramsperger
- 139 -
A 1.4 Schemazeichnung Kraftstoffversorgung
Anhang
- 140 -
A2 Kraftstoffeigenschaften der Versuchskraftstoffe
Diesel RME Fuel A Fuel B Fuel C
Cetanzahl (BASF) - 53.60 56.00 69.30 54.40 42.20
Dichte g/cm³ 0.84 0.88 0.71 0.68 0.69
Anteil n-Heptan Gew. % 0.00 0.00 66.70 100.00 65.30
Anteil Iso-Oktan Gew. % 0.00 0.00 0.00 0.00 34.70
Anteil Cetan Gew. % 0.00 0.00 33.30 0.00 0.00
Molmasse (M) g/mol 194.00 295.50 142.23 100.20 105.07
spezifische Molmasse (M
s
)4.91 5.26 4.41 4.36 4.37
Molanzahl C (n
C
)- 14.01 18.95 9.97 7.00 7.35
Molanzahl H (n
H
)- 25.50 35.21 22.26 16.00 16.70
Molanzahl O (n
O
)- 0.01 2.03 0.00 0.00 0.00
Molanzahl gesamt - 39.53 56.18 32.24 23.00 24.05
Molanteil C (r
C
)- 0.35 0.34 0.31 0.30 0.31
Molanteil H (r
H
)- 0.65 0.63 0.69 0.70 0.69
Molanteil O (r
O
)- 0.00 0.04 0.00 0.00 0.00
Heizwert MJ/kg 42.88 39.99 44.80 45.00 44.90
H/C-Atomverhältnis (n
H
/n
C
)- 1.82 1.86 2.23 2.29 2.27
O/C-Atomverhältnis (n
O
/n
C
)
- 0.00 0.11 0.00 0.00 0.00
Massenanteil H (g
H
)- 0.13 0.12 0.16 0.16 0.16
Massenanteil C (g
C
)- 0.87 0.77 0.84 0.84 0.84
Massenanteil O (g
O
)- 0.00 0.11 0.00 0.00 0.00
m*
L,min
1
- 0.1447 0.1248 0.1507 0.1514 0.1512
Diesel RME Fuel A Fuel B Fuel C
Cetanzahl (BASF) - 53.60 56.00 69.30 54.40 42.20
Dichte g/cm³ 0.84 0.88 0.71 0.68 0.69
Anteil n-Heptan Gew. % 0.00 0.00 66.70 100.00 65.30
Anteil Iso-Oktan Gew. % 0.00 0.00 0.00 0.00 34.70
Anteil Cetan Gew. % 0.00 0.00 33.30 0.00 0.00
Molmasse (M) g/mol 194.00 295.50 142.23 100.20 105.07
spezifische Molmasse (M
s
)4.91 5.26 4.41 4.36 4.37
Molanzahl C (n
C
)- 14.01 18.95 9.97 7.00 7.35
Molanzahl H (n
H
)- 25.50 35.21 22.26 16.00 16.70
Molanzahl O (n
O
)- 0.01 2.03 0.00 0.00 0.00
Molanzahl gesamt - 39.53 56.18 32.24 23.00 24.05
Molanteil C (r
C
)- 0.35 0.34 0.31 0.30 0.31
Molanteil H (r
H
)- 0.65 0.63 0.69 0.70 0.69
Molanteil O (r
O
)- 0.00 0.04 0.00 0.00 0.00
Heizwert MJ/kg 42.88 39.99 44.80 45.00 44.90
H/C-Atomverhältnis (n
H
/n
C
)- 1.82 1.86 2.23 2.29 2.27
O/C-Atomverhältnis (n
O
/n
C
)
- 0.00 0.11 0.00 0.00 0.00
Massenanteil H (g
H
)- 0.13 0.12 0.16 0.16 0.16
Massenanteil C (g
C
)- 0.87 0.77 0.84 0.84 0.84
Massenanteil O (g
O
)- 0.00 0.11 0.00 0.00 0.00
m*
L,min
1
- 0.1447 0.1248 0.1507 0.1514 0.1512
