Erlaubte Lösungsvarianten: entweder die Aufgaben 1 & 2, oder die 2 & 3!!! Andere Aufgabenkombinationen werden nicht bewertet!!!

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1 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Name:. MN: Erlaubte Lösungsvarianten: entweder die Aufgaben 1 & 2, oder die 2 & 3!!! Andere Aufgabenkombinationen werden nicht bewertet!!! Aufgabe 1 (ca. 1 Punkte) Bei einem 4-Takt-Motor wird der Einfluss der Verschiebung der Auslassventilsteuerzeiten auf Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen untersucht. Bei diesem Motor kann nur die Auslassnockenwelle verdreht werden, so dass folgende Erhebungskurven resultieren: 14 Valve Lift [mm] Exhaust Valve Early Position Exhaust Valve Late Position Intake Valve Crankangle [ CA A] ( = ) wobei A = nach OT und = ZOT bedeuten. Um eine Optimierung aus dem Gesichtspunkt Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen zu erreichen, wurden experimentelle Untersuchungen an diesem Motor in mehreren Betriebspunkten durchgeführt. a. Ist dieser untersuchte Motor Otto oder Diesel, frei saugend oder aufgeladen und warum?...(ca. 2 Pkt.) b. Man beschreibe die Diagramme von Figur 1.1 (wie heißen diese und was dort dargestellt wurde). Man trage auf dem ersten Diagramm die Ventilsteuerzeiten ein..(ca. Pkt.) c. Man erkläre den Einfluss der Auslassnockenwellenverdrehung auf den Zylinderdruckverlauf während des Ladungswechsels anhand der Figuren 1.1 bis 1.6 (man beachte, dass die Skalierung nicht überall gleich ist). Man erkläre und beschreibe ausführlich die Verläufe insbesondere in der Nähe der Totpunkte....(ca. 18 Pkt.) d. Um den indizierten Mitteldruck (NMEP) bei stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis in den Betriebspunkten aus Figuren 1.1 bis 1.6 konstant zu halten, musste ein Parameter angepasst werden. Welcher ist dieser und wodurch wurde er angepasst (welche Vorrichtung diente dazu ihn zu modifizieren)?...(ca. 1 Pkt.) e. Man erkläre den Einfluss der Auslassnockenwellenverdrehung auf den Verläufen aus der Figur 1.7 anhand der Informationen aus den Figuren 1.1 bis (ca. 3 Pkt.) f. Man vergleiche die Verläufe von Figuren 1.1 bis 1.6 mit denen von Figuren 1.9 bis 1.1. Welcher/welche Parameter wurde/wurden hier variiert?... (ca. Pkt.) g. Man erkläre den Zusammenhang zwischen den Betriebspunkten-Paaren aus Figur 1.8. Wie kann man den Unterschied zwischen den Brennverläufen (Heat release) bzw. Brennfunktionen (Mass fraction burned) erklären? Das gleiche erkläre man auch für die Verläufe aus den Figuren 1.9 bis (ca. 2 Pkt.) h. Man charakterisiere das Potenzial der Auslassnockenwellenverdrehung in den untersuchenden Teillastbereichen. Welche Vorteile bietet diese Maßnahme bei der gleichzeitigen Senkung des spezifischen Kraftstoffverbrauches und der Schadstoffe?.. (ca. 1 Pkt.)

2 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR = % Exhaust Valve Open 71 A Close 341 A HC = 2.6 g/kwh CO = 2. g/kwh NO X = 19.9 g/kwh Air Temperature 24. C 19 mbar Relative Humidity 38. % Umgebungszustand 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR = % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 71 A Close 341 ATD HC = 2.6 g/kwh CO = 2. g/kwh NO X = 1 Air Temperature 24. C 19 mbar Relative Humidity 38. % 2. Average in Plenum Alpha [ CA] Figur rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ = a EGR =.9 % Exhaust Valve Open 81 A Close 31 A HC = 3. g/kwh CO = 28.8 g/kwh NO X = 21.3 g/kwh Air Temperature 24.8 C 18 mbar Relative Humidity 3.7 % 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = EGR =.9 % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 81 A Close 31 ATD HC = 3. g/kwh CO = 28.8 g/kwh NO X = 2 Air Temperature 24.8 C 18 mbar Relative Humidity 3.7 % 1.4 Average in Plenum Figur Alpha [ CA]

3 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR =.9 % Exhaust Valve Open 91 A Close 361 A HC = 3.1 g/kwh CO = 28. g/kwh NO = 2 g/kwh X Air Temperature 24.3 C 17 mbar Relative Humidity 36.3 % 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR =.9 % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 91 A Close 361 ATD HC = 3.1 g/kwh CO = 28. g/kwh NO X = 2 Air Temperature 24.3 C 17 mbar Relative Humidity 36.3 % Average in Plenum Alpha [ CA] Figur rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR = 1. % Exhaust Valve Open 11 A Close 371 A HC = 3.1 g/kwh CO = 27.8 g/kwh NO = 2 g/kwh x Air Temperature 24.4 C 18 mbar Relative Humidity 37.7 % 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = 1 EGR = 1. % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 11 A Close 371 ATD HC = 3.1 g/kwh CO = 27.8 g/kwh NO X = 2 Air Temperature 24.4 C 18 mbar Relative Humidity 37.7 % Average in Plenum Alpha [ CA] Figur 1.4

4 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = EGR =.9 % Exhaust Valve Open 111 A Close 381 A HC = 3.1 g/kwh CO = 26.9 g/kwh NO X = 18.6 g/kwh Air Temperature 24.7 C 18 mbar Relative Humidity 31. % 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = EGR =.9 % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 111 A Close 381 ATD HC = 3.1 g/kwh CO = 26.9 g/kwh NO X = 1 Air Temperature 24.7 C 18 mbar Relative Humidity 31. % Average in Plenum Alpha [ CA] Figur rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = EGR = % Exhaust Valve Open 12 A Close 39 A HC = 3. g/kwh CO = 23.4 g/kwh NO X = 16.8 g/kwh Air Temperature 24.7 C 17 mbar Relative Humidity 31.8 % 22 rpm / 4. bar NMEP λ = 1. λ a = EGR = % Intake Valve Open 34 A Close 62 ATD Exhaust Valve Open 12 A Close 39 ATD HC = 3. g/kwh CO = 23.4 g/kwh NO X = 1 Air Temperature 24.7 C 17 mbar Relative Humidity 31.8 % 1.4 Average in Plenum Alpha [ CA] Figur 1.6

5 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, 312 BSFC CO BMEP NMEP HC Inlet Manifold Pressure NO x IMEP Standard Deviation Spark Advance Figur 1.7 Zusammenführung der Ergebnisse aus den Figuren 1.1 bis 1.6 Abkürzungen / Übersetzungen Spark Advance ZZP in KW vor OT Standard Deviation Standardabweichung (sie beurteilt die zyklischen Schwankungen) Inlet Manifold Pressure = Druck im Ansaugkrümmer = Average in Plenum Druck im Ansaugsammler NMEP indizierter Mitteldruck BMEP effektiver Mitteldruck BSFC effektiver spezifischer Kr.-Verbrauch

6 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Mass fraction burned [%] Heat release [1/ CA] 13 rpm / 3.3 bar NMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Adv. 34 CA B 13 rpm / 3.3 bar NMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Advance 34 CA B Exhaust Valve Open 12 A Exhaust Valve Open 12 A Spark Advance 4 CA Spark Adv. 4 CA B Close 341 A Close 39 A Close 341 A Close 39 A 13 rpm / 3.3 bar NMEP λ = 1. λ a =.34 EGR = 2.4 % Exhaust Valve Open 71 A Close 341 A HC = 4.1 g/kwh CO = 18.7 g/kwh NO X = 1.7 g/kwh Air Temperature 27.7 C 111 mbar Relative Humidity 63.3 % Crankangle [ CA A] rpm / 3.3 bar NMEP Exhaust Cam tig CA Exhaust Cam tig 49 CA 13 rpm / 3.3 bar NMEP λ = 1. λ a =.32 EGR = 1.8 % Exhaust Valve Open 12 A Close 39 A HC = 3.6 g/kwh CO = 17.3 g/kwh NO = 7.2g/kWh X Air Temperature 28.1 C 11 mbar Relative Humidity 66.8 % 1. Figur 1.8

7 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Mass fraction burned [%] Heat release [1/ CA] rpm / 2 bar BMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Adv. 1 CA B 2 rpm / 2 bar BMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Advance 1 CA B Exhaust Valve Exhaust Open Valve Open 12 A Spark Advance 71 CA Spark Adv. 71 CA B Close 341 A Close 39 A Close 341 A Close 39 A 2 rpm / 2 bar BMEP λ = 1. λ a = 6 EGR = 3.1 % Exhaust Valve Open 71 A Close 341 A HC = 3.2 g/kwh CO = 36. g/kwh NO X = 11.4 g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 3.8 % Crankangle [ CA A] 1.4 2rpm / 2 bar BMEP Exhaust Cam tig CA Exhaust Cam tig 49 CA 2 rpm / 2 bar BMEP λ = 1. λ = 6 EGR = 2.6 % a Exhaust Valve Open 12 A Close 39 A HC = 3.8 g/kwh CO = 34. g/kwh NO X = 6.3 g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 71. % 1. Figur 1.9

8 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Mass fraction burned [%] Heat release [1/ CA] rpm / 3 bar NMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Adv. 42 CA B 2 rpm / 3 bar NMEP Exhaust Valve Open 71 A Spark Advance 42 CA B Exhaust Valve Open 12 A Exhaust Valve Open 12 A Spark Adv. Spark 6 Advance CA 6 CA B Close 341 A Close 39 A Close 341 A Close 39 A 2 rpm / 3 bar NMEP λ = 1. λ a =.32 EGR = 1. % Exhaust Valve Open 71 A Close 341 A HC = 3. g/kwh CO = 37. g/kwh NO X = 11.9 g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 3.4 % Crankangle [ CA A] rpm / 3 bar NMEP Exhaust Cam tig CA Exhaust Cam tig 49 CA 2 rpm / 3 bar NMEP λ = 1. λ a =.31 EGR = 1.6 % Exhaust Valve Open 12 A Close 39 A HC = 3.3 g/kwh CO = 31.8 g/kwh NO X = 9.6 g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 47.1 % Figur 1.1

9 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Mass fraction burned [%] Heat release [1/ CA] rpm / 1.1 bar NMEP Intake Valve Open 34 A 7 rpm / 1.1 bar NMEP Exhaust Valve Open 71 A Exhaust Valve Open 71 A Exhaust Valve Open 91 A Exhaust Valve Open 91 A Close 341 A Close 361 A Close 62 A Close 341 A Close 361 A 7 rpm / 1.1 bar NMEP λ = 1. λ a =.18 EGR = 1.1 % Exhaust Valve Open 71 A Close 341 A HC = 6.7 g/kwh CO = 2 g/kwh NO X = g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 38.2 % Crankangle [ CA A] rpm / 1.1 bar NMEP Exhaust Cam tig CA Exhaust Cam tig 2 CA 7 rpm / 1.1 bar NMEP λ = 1. λ =.17 EGR = 8.6 % a Exhaust Valve Open 91 A Close 361 A HC = 11.9 g/kwh CO = 29.4 g/kwh NO X = 1. g/kwh Air Temperature 2 C 113 mbar Relative Humidity 66.6 % Figur 1.11

10 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Aufgabe 2 (ca. 6 Punkte) Ein KMU (kleines oder mittleres Unternehmen) möchte mit einem neuen Produkt auf dem Markt kommen, und zwar mit einem Quadricycle, s. unten einige gesetzlichen Bestimmungen (Quelle Wikipedia). Von beiden Varianten hat sich das KMU für L7e entschieden, wobei folgende Ziele: maximale erlaubte Leistung von 1 kw, hohes Drehmoment bei relativ niedrigen Drehzahlen, einfache Abgasnachbehandlung und kleines Motorgewicht erreicht werden sollen. Das KWU entschied sich einen direkteinspritzenden 1-Zylinder-4-Taktturboaufgeladen-Ottomotor einzusetzen. 1. Wie ist diese Entscheidung zu begründen?...(ca. Pkt.) Weiterhin wählt es folgende Parameter aus: 2. Man berechne: a) Luftaufwand-Werte im Normzustand bei n M und n P...(ca. 3 Pkt.) b) Theoretisch angesaugte Luft-Massenströme bei n M und n P...(ca. Pkt.) c) (Real) angesaugte Luftvolumenströme bei n M und n P...(ca. 1 Pkt.) 3. Eine Recherche der auf dem Markt kleinsten vorhandenen Turbolader hat die Ergebnisse aus nächster Seite geliefert. Man überprüfe, ob zudest einen Turbolader davon für diesen Motor einzusetzen ist. Bitte Begründung angeben, wobei die Zahlenwerte aus 2.c dafür verwendet werden sollen. Welche Ladedrücke werden bei n M und n P möglich zu erreichen?...(ca. 1 Pkt.)

11 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA,

12 Prof. Dr.-Ing. V. Gheorghiu Klausur KoM / EA, Aufgabe 3 (ca. 13 Punkte) Man erkläre, kommentiere, ergänze und beurteile die Strategien zum Thema Ultra-Downsizing zur gleichzeitigen Reduktion des Kraftstoffverbrauchs und der Abgasemissionen unter Einhaltung von vorgeschriebenen mechanischen und thermischen Belastungen (d.h. von p max und T max auf dem Zyklus) nach folgender Gliederung anhand der Ihnen während Vorlesung zugestellten Unterlagen und gehaltenen Präsentationen. 1. Bisherige Wege zur Erhöhung der inneren und effektiven Wirkungsgrade (symmetrische Kurbeltriebe) 1.1 Intensives Nutzen der Abgasenthalpie Verlängerte Expansion Quasiimplementierung des Atkinson-Zyklus (Aö nach spät) 1. Turboaufladung Wärmerückgewinnung (Kälteanlage für LLK) Reduzierung der Verdichtungsarbeit.1 Quasiimplementierung des Atkinson-Zyklus (Es nach spät Verkürzte effektive Verdichtung).2 Mögliche Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses wegen Turboaufladung 1.3 Suche nach dem besten Turboaufladung-Verdichtungsverhältnis Kompromiss zum Einhalten von vorgeschriebenen mechanischen und thermischen Obergrenzen 1.4 Häufiger Betrieb in den hocheffizienten Betriebspunkten Downsizing und Aufladung für Betriebspunktverschiebung Downspeeding zur Verbesserung des mechanischen Wirkungsgrades Hybridantrieb-Einsatz = freie Wahl der Betriebspunkte 1. Speziell bei Ottomotoren 1..1 Entdrosselung und somit Qualitätsregelung anstelle der Quantitätsregelung CR-Direkteinspritzung mit Mehrfacheinspritzung 1.. Schichtladung in verschiedenen Variationen mit externer gekühlter AGR für mittleren und unteren Lastpunkte Ventiltechnik, Tumble-Kontrolle, vollvariable Ventiltriebe Magere Gemische und neue Zündverfahren (Plasma-Zündung, Korona-Zündung), Mehrfach-Zündung 1..2 HCCI und sehr intensive (interne) AGR in den niedrigen Lastpunkten 1.6 Speziell bei Dieselmotoren CR-Direkteinspritzung mit Mehrfacheinspritzung, Einspritzverlauf-Gestaltung, hohe Anzahl von Einspritzstrahlen, Piezo-Technik für bessere Zerstäubung und feine Tröpfchen Externe gekühlte AGR für mittleren und unteren Lastpunkte zur NOx-Minderung Ventiltechnik, Drall-Kontrolle, variable Ventiltriebe HCCI und sehr intensive (interne) AGR in den niedrigen Lastpunkten 2. Neue Wege zur Erhöhung der inneren und effektiven Wirkungsgrade mit Hilfe der asymmetrischen Kurbeltriebe oder anderer Lösungsansätze. 2.1 Reale Implementierung des Atkinson-Zyklus Kurbeltriebe mit ungleichlangen Hüben Verlängerte Expansion 2.1. Verkürzte Verdichtung 2.2 Optimale Einteilung zwischen inneren und äußeren Verdichtung bzw. Expansion 2.3 Abstimmung der Turboaufladung

13 Prof. Dr.-Ing. Victor Gheorghiu 23.1 Lösungen a) Erstes Bild zeigt das p,v-diagramm, zweites das p,v-diagramm der Ladungswechselschleife (LWS), drittes das p,α-diagramm der LWS und viertes das p,α-diagramm der Hochdruckschleife (HDS). Die Ventilsteuerzeiten (VSZ) sind Aö = 289 KWvUT (sehr früh, nur 71 KWnZOT), As = 19 KWvOT (ebenfalls sehr früh), Eö = 2 KWvOT, Es = 62 KWnUT. Hierbei ist es praktisch keine Ventilüberschneidung (nur 1 KW) vorhanden. b) Im UT ist der Druck je kleiner, desto früher das AV öffnet, da die Zeit für das freie Ausschieben lang und der Strömungsquerschnitt durch den Ventilsitz groß genug sind. Im OT ist beim früheren Schließen des AV und bei kleiner Ventilüberschneidung der Zylinder fast dicht. Dadurch werden die Restabgase im OT verdichtet, und ein Druckpik wird somit entstehen. Mit der Verschiebung nach spät und mit der Vergrößerung der Ventilüberschneidung werden die Restabgase entweder weiterhin in Auspuff und/oder in Ansaugkrümmer ausströmen. Dadurch wird kein Druckpik im OT mehr entstehen. c) Die DK-Stellung kann erstens aus dem Verlauf des Ansaugmitteldruckes gewonnen werden, da dessen Niveau von der Drosselung an der DK abhängt. Weitere Parameter sind der Luftaufwand λ a und die Abgasrückfuhrrate (EGR). Diese beiden Parameter hängen vom Ansaugmitteldruck, von den VSZ und vom Zylinderdruckniveau in LWS ab und sind somit nicht so aussagekräftig wie der erste. Als weitere Parameter für die Beurteilung der DK-Stellung können der indizierte Mitteldruck (NMEP) und der spezifische effektive Kraftstoffverbrauch (BSFC) dienen, weil beide die Fläche der LWS berücksichtigen. Diese Parameter hängen noch von der Turbulenz, Abgasrückfuhrrate, Zündzeitpunkt (ZZP) usw. ab und sind somit weniger aussagekräftig wie die ersten drei. Im Gegenteil ist die Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes (NMEP) ein sehr zuverlässiger Parameter bei der Beurteilung der DK-Stellung in diesem Fall, da je kleiner die Öffnung der DK und somit je größer die Drosselung ist, desto besser die Homogenisierung des frischen Gemisches erfolgt. Eine stabilere Verbrennung ist die Folge, was sich durch kleine Werte für die Standardabweichung ausdrückt. d) Die NW-Verstellung nach früh verursacht erstens Verluste von der Fläche der HDS und zweitens große Gegendrücke im Zylinder im LWOT (Ladungswechsel OT). Somit ist in diesem Fall der effektive Wirkungsgrad imal bzw. der spezifische effektive Kraftstoffverbrauch (BSFC) maximal. Die Mitteldrücke spüren fast keinen Einfluss dieser Frühverstellung. Die Verläufe des Ansaugmitteldruckes und der Standardabweichung hängen von der DK-Stellung ab und wurden unter c) begründet. Bei der Beurteilung der Abgaswerte soll auch der Einfluss des ZZP berücksichtigt werden. Man kann aus diesen Verläufen gut erkennen, dass die letzte NW-Stellung der beste Kompromiss darstellt. Eine weitere nach spät Verstellung könnte noch besser aus diesem Gesichtpunkt gelingen. Gleichzeitig zeigt die Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes, dass die zyklischen Schwankungen mit der Spätverstellung immer größer werden. Gleichzeitig bleibt hier noch anzumerken, dass für die dritte Verstellung (Figur 3), wo die DK imal geöffnet wurde, ist die Gemischbildung so gut, da die Verbrennung sehr schnell abläuft, und dadurch die maximale Temperatur im Zylinder erreicht wird. Diese Tatsache ist durch den hohen NOx-Ausstoß erkennbar, obwohl der ZZP nach spät (37 KWvOT) verlegt wurde. Diese schnelle Verbrennung läuft jedoch nicht vollständig ab, was sich durch den hohen CO- und HC-Ausstoß erkennen lässt. e) Zwischen den Figurengruppen 1 bis 6 und 11 bis 12 wurde die Motorlast verändert. In den Figuren 11 bis 12 3

14 Prof. Dr.-Ing. Victor Gheorghiu 23.1 wurde die DK mehr geschlossen als in den Figuren 1 bis 6. Der Ansaugmitteldruck und der Luftaufwand sinken, und demzufolge werden auch mehrere Abgase durch AGR vom Auspuff in Ansaugrohr angesaugt, was sich durch das erhöhte EGR-Niveau erkennen lässt. Da die Last und somit die angesaugte Gemischmasse verringert wurde, sinkt auch der Maximaldruck in der HDS. f) Figur 8 stellt die Messergebnisse bei einer Frühverstellung (FV) und Figur 9 bei einer Spätverstellung (SV) dar. In Figur 1 werden die Brennfunktionen bzw. -verläufen verglichen. Man kann erkennen, dass die Verbrennung in beiden Fällen gleichzeitig endet. Da bei der SV 6 KW früher gezündet wurde, bedeutet das, dass die Gesamtbrenndauer in diesem Fall größer ist. Die frühere Zündung bei SV wird in dem Fall der FV durch eine intensivere Verbrennung (größerer Maximalwert des Brennverlaufes) durchaus kompensiert, was eine höhere Turbulenz und eine bessere Gemischbildung mit optimalem (höherer) Restabgasanteil im Fall der FV deutet. Das war zu erwarten, denn die FV zusätzlich auch eine erhöhte innere (heiße) AGR hervorruft. Weil die Verbrennung kürzer und intensiver abläuft, steigt bei der FV, trotz erhöhter AGR, der NOx- Ausstoß. g) Figur 11 stellt die Messergebnisse bei einer Frühverstellung (FV) und Figur 12 bei einer Spätverstellung (SV) dar. In Figur 13 werden die Brennfunktionen bzw. -verläufen verglichen. Man kann erkennen, dass die Verbrennung in beiden Fällen gleichzeitig endet. Da bei der SV 2 KW früher gezündet wurde, bedeutet das, dass die Gesamtbrenndauer in diesem Fall viel größer ist. Trotz der früheren Zündung entwickelt sich die Verbrennung bei SV sehr schleppend und verlagert sich in der Expansion. Dies deutet darauf hin, dass die FV eine intensive Verbrennung durch höhere Turbulenz und bessere Gemischbildung mit optimalem (höherer) Restabgasanteil vorweist, da die FV zusätzlich auch eine erhöhte innere (heiße) AGR hervorruft. Weil die Verbrennung kürzer und intensiver abläuft, steigt bei der FV, trotz erhöhte AGR, der NOx-Ausstoß. h) Figur 14 stellt die Messergebnisse bei einer Frühverstellung (FV) und Figur 1 bei einer Spätverstellung (SV) dar. In Figur 16 werden die Brennfunktionen bzw. -verläufen verglichen. Man kann erkennen, dass die Verbrennung in beiden Fällen gleichzeitig endet. Da bei der SV 14 KW früher gezündet wurde, bedeutet das, dass die Gesamtbrenndauer in diesem Fall größer ist. Die frühere Zündung bei SV wird in dem Fall der FV durch eine intensivere Verbrennung (größerer Maximalwert des Brennverlaufes) durchaus kompensiert, was eine höhere Turbulenz und eine bessere Gemischbildung mit optimalem (höherer) Restabgasanteil im Fall der FV deutet. Das war zu erwarten, denn die FV zusätzlich auch eine erhöhte innere (heiße) AGR hervorruft. Weil die Verbrennung kürzer und intensiver abläuft, steigt bei der FV, trotz erhöhter AGR, der NOx- Ausstoß. i) Figur 17 stellt die Messergebnisse bei einer Frühverstellung (FV) und Figur 18 bei einer Spätverstellung (SV) für den Leerlauf dar. In Figur 19 werden die Brennfunktionen bzw. -verläufen verglichen. Man kann erkennen, dass die Verbrennung in beiden Fällen gleichzeitig endet. Da bei der SV 2 KW früher gezündet wurde, bedeutet das, dass die Gesamtbrenndauer in diesem Fall größer ist. Die frühere Zündung bei SV wird in dem Fall der FV durch eine intensivere Verbrennung durchaus kompensiert, was eine höhere Turbulenz und eine bessere Gemischbildung mit optimalem (höherer) Restabgasanteil im Fall der FV deutet. Das war zu erwarten, denn die FV zusätzlich auch eine erhöhte innere (heiße) AGR hervorruft. Weil die Verbrennung nicht so intensiv abläuft, sinkt bei der FV, wegen erhöhter AGR, der NOx-Ausstoß. j) 4

15 a T 2 Taktzahl p em 2 bar gewählter effektiver Mitteldruck bei maximalem Drehmoment n M 3 1 gewählte Drehzahl bei maximalem Drehmoment P em 1 kw gewählte Leistung bei maximalem Drehmoment M em z 1 P em M 2 n em 31.8N m M Zylinderanzahl maximales Drehmoment V H P em a T V p em n H L M Gesamthubvolumen V h V H V z h L Hubvolumen 1 Hub-Bohrung-Verhältnis S = V D h = 4V h D D 63.4mm S 1 3 D S 63.4mm Bohrung Hub 4 D2 S n P 6 1 gewählte Drehzahl bei maximaler Leistung P ep 1 kw vorgegebene maximale Leistung p ep M ep P ep a T p V H n ep 1 bar P P ep M 2 n ep 23.9N m P effektiver Mitteldruck bei maximaler Leistung effektives Drehmoment bei maximaler Leistung em.3 ep effektiver Wirkungsgrad bei maximalem Drehmoment effektiver Wirkungsgrad bei maximaler Leistung p 1.13 bar Normzustand J T 273 K R L 287 kg K p R L T 93 kg m 3 p u 1 bar T u 293 K Umgebungszustand p u u R L T u kg u m 3

16 H u J kg 1 L st arm 14.6 kg kg Benzin-Heizwert stöchiometrisches Gemisch stöchiometrischer Luftaufwand p em L st em H u arm u p ep L st m L arp ep H u arp a = u m Lr Luftaufwand im Umgebungszustand am p em L st em H u am Luftaufwand im Normzustand ap p ep L st m L ep H u ap 1.8 a = m L 1.Lösungsweg für angesaugte Luftmassenströme (über Luftaufwand) n M m LiM V H theoretisch bei max. Drehmoment a m LiM kg T h m LrM m LiM am real m LrM 71 kg m LrM 48 kg h n P m LiP V H theoretisch bei max. Leistung a m LiP 46.4 kg T h m LrP m LiP ap real m LrP 8 kg m LrP 72. kg h 2.Lösungsweg für angesaugte Luftmassenströme (über stundlichen Kr.-Vebrauch) P em m BrM H m BrM 46 kg u em m BrM 2.79 kg h m LrM m BrM L st m LrM 71 kg m LrM 48 kg h P ep m BrP H u m BrP 83 kg ep m BrP kg h m LrP m BrP L st m LrP 8 kg m LrP 72. kg h

17 angesaugte Luft-nstrom bei maximalem Drehmoment V LrM m LrM V LrM.64 m3 u V LrM m3 h Umgebung m LrP V LrP V LrP 1.16 m3 u V LrP m3 h Norm angesaugte Luft-nstrom bei maximaler Leistung V LnM m LrM V LnM.19 m3 V LnM m3 h Umgebung m LrP V LnP V LnP.93 m3 V LnP 6.73 m3 h Norm