Strömung, Gemischbildung und Verbrennung bei Methandirekteinblasung im homogenen λ=1 Betrieb: Simulationen und Versuchsergebnisse Patrik Soltic 1, Reto Egli 1,2, David Mauke 1, Yuri M. Wright 2, Christian Bach 1, Konstantinos Boulouchos 2 1 Abteilung Verbrennungsmotoren Empa, Swiss Federal Laboratories for Materials Science and Technology Überlandstrasse 129 CH-8600 Dübendorf patrik.soltic@empa.ch 2 Laboratorium für Aerothermochemie und Verbrennungssysteme ETH Eidgenössische Technische Hochschule Sonneggstrasse 3 CH-8092 Zurich Abstract: Serien-Erdgasmotoren im PKW Bereich verfügen heutzutage allesamt über eine äussere Gemischbildung und werden bei Lambda=1 betrieben, während bei Benzinmotoren die Direkteinspritzung (meist auch bei Lambda=1) zum Stand der Technik geworden ist. Hier werden numerische und experimentelle Ergebnisse gezeigt, welche die Vor- und Nachteile einer λ=1 Direkteinblasung von Methan aufzeigen. Als Hauptvorteil stellen sich die zylinderinterne Gemischkühlung, eine für die betrachtete Geometrie bessere Durchmischung mit Restgas sowie ein erhöhtes Turbulenzniveau mit einhergehender schneller Verbrennung heraus. Aus Hauptnachteil stellt sich bei der verwendeten Versuchsanordnung ein nicht an der Spitze dichtender Injektor aus, welche im Endeffekt zu hohen HC Emissionen führt. 1 Einführung Im Falle von Benzinmotoren setzt sich die Direkteinspritzung durch, da sie bezüglich Zylinderfüllung, Klopfreduzierung, Aufwärmstrategien und transientem Verhalten Vorteile gegenüber der Saugrohreinspritzung bietet.
Stand der Technik bei PKW Erdgasmotoren ist nach wie vor die sequentielle Saugrohreinblasung, mit dem bekannten Problem bezüglich Füllungsverlust von rund 10% [BOH]. Die hier beschriebenen Arbeiten setzten sich zum Ziel, die Direkteinblasung für möglichst homogene Gemischbildung im Lambda=1 Betrieb numerisch und experimentell zu untersuchen. Die direkte Übertragbarkeit von Erkenntnissen aus dem Benzin-DI Betrieb auf den Gas- DI Betrieb ist nicht gegeben, im Gas-Fall fallen Kraftstoffverdampfungseffekte weg. Zudem ist nicht a priori klar, wie das innermotorische Strömungsfeld mit der Kraftstoffeinblasung interagiert. Beispielsweise ist der Impulsstrom und damit die Penetrationstiefe auf Grund der tiefen Dichte bei gasförmigem Kraftstoff deutlich kleiner als bei flüssigen Kraftstoffen [ROT]. 2 Experimentelles Die Untersuchungen wurden an der Empa an einem modernen, aufgeladenen seriennahen Vierzylinder-Motor mit 1.4 Litern Hubraum durchgeführt. Der Motor war ursprünglich für homogenen Benzin-DI-Betrieb ausgelegt und wurde für Erdgas-DI modifiziert. Für die Direkteinblasung wurden passende DI Ventile gebaut, welche den geforderten Massenstrombereich abdecken können. Der Motor war mit wassergekühlten Kistler Sensoren vollindiziert, die Lambda-Werte wurden an jedem Zylinder mittels Breitband Lambdasonden gemessen um die Zylindergleichstellung zu ermöglichen. Als geeigneter Gasraildruck für eine passende Injektorauslegung wurde 34 bar gefunden. Abbildung 1 zeigt den am Motorenprüfstand aufgebauten Versuchsträger. Die Gasdirekteinblasung erfolgte mittels seitlich verbauten Injektoren, die geometrischen Details des Brennraumes sind in Abschnitt 4.1 zu finden. Abbildung 1: Versuchsträger am Motorenprüfstand
Der Motor wurde stationär an einem dynamischen Motorenprüfstand betrieben (Horiba Dynas3 250LI). Die gasförmigen Emissionen wurden mittels einer Horiba Mexa 9200D Messanlage ermittelt. 3 Numerik Um die Strömung und Gemischbildung bei verschiedenen DI- Parametervariationen zu studieren, wurden an der ETH RANS (Reynolds- Averaged-Navier-Stokes, [WAR]) Rechnungen mit dem kommerziellen Werkzeug STAR-CD der Firma CD-Adapco durchgeführt [STA]. Die voll aufgelöste Brennraumgeometrie inklusive Ein- und Auslasskanal, bewegten Ventilen und Kolben erlaubt es, die Interaktion zwischen Einlass-Strömung und Einblasung zu untersuchen. Dabei wurden eine Zweigleichungsmethode für die Turbulenz (k-ε Modell für hohe Reynoldszahlen) sowie der Ansatz von Angelberger für den Wandwärmeübergang verwendet. Die DI Kraftstoffeinblasung wurde als ein Satz von gerichteten Punkquellen an der Injektorspitze modelliert. Ein Vergleich von verschiedenen Rechennetzauflösungen ergab, dass im Brennraum eine charakteristische Zellgrösse zischen 1.5-3.7 mm 3 einen optimalen Kompromiss bezüglich numerischer Stabilität, Genauigkeit und Rechengeschwindigkeit darstellt. Daraus resultiert eine Anzahl von 196 000 Zellen im Einlasskanal, 56 000 Zellen im Auslasskanal sowie 25 000 respektive 95 000 Zellen im oberen respektive unteren Totpunkt des Brennraumes. Für die Netzbewegung wurde das STAR-CD Plugin es-ice beigezogen [ICE]. Auf Grund der komplett symmetrischen Brennraumgeometrie sowie der Absenz von Swirlerzeugenden Elementen genügt die Simulation einer Brennraumhälfte. Da der Motor über eine Tumbleklappe im Einlasskanal verfügt welche zwei Stellungen einnehmen kann, wurden zwei austauschbare Einlasskanäle mit den entsprechenden Tumbleklappenpositionen modelliert. Die Rechennetze sind in Abbildung 2 dargestellt. Abbildung 2: Verwendetes CFD Rechennetz
Die Beschreibungen hier beschränken sich auf die Strömung und Gemischbildung, d.h. auf die Modellierung der Verbrennung wird nicht eingegangen. Die verwendeten Randbedingungen vor Einlass- und nach Auslasskanal wurden mittels eindimensionalen Simulationen (GT-Power der Firma Gamma Technologies) erzeugt [EGL]. 4 Ergebnisse 4.1 Simulationsergebnisse für den Referenzbetriebspunkt 2000 min -1 und p me = 2 bar Um den Einfluss der Direkteinblasung auf die Gemischbildung zu quantifizieren und mit vorgemischten Fällen zu vergleichen, wird die brennraumgemittelte turbulente kinetische Energie herangezogen. Abbildung 3 zeigt den Verlauf für den Referenz-Teillastbetriebspunkt 2000 min -1 und 2 bar p me. Als Beginn der Einblasung (SOI) wurde 540 KW gewählt (180 KW vor Zünd-OT). Für den DI Fall wurde zusätzlich ein Fall mit auf 10 bar abgesenktem Raildruck gerechnet, zudem wurde neben dem Fall der perfekten Vormischung auch der Fall mit einem im Saugrohr befindlichen DI Ventil simuliert. Man erkennt aus Abbildung 3 deutlich die durch den DI Einblasvorgang induzierte turbulente kinetische Energie, welche allerdings rasch dissipiert. Beim Zündzeitpunkt, welcher typischerweise im Bereich um die 700 KW (20 KW vor OT) liegt, sind bei all den betrachteten Gemischbildungsvarianten nur noch wenig unterschiedliche turbulente kinetische Energieniveaus auszumachen. 250 0.02 turbulent kinetic energy vol. avg. [m 2 /s 2 ] 200 150 100 50 Premixed homogeneous PFI high pressure 34 bar DI, SOI 540 CA, 10 bar DI, SOI 540 CA, 34 bar Injection DI 10 bar Injection DI 34 bar Valve lift (a.u.) 0.015 0.01 0.005 injection rate [kg/s] 0 0 480 520 560 600 640 680 720 760 crank angle [deg atdcf] Abbildung 3: Verläufe der turbulenten kinetischen Energie im Brennraum für die betrachteten Gemischbildungs-Systeme bei 2000 min -1 und 2 bar p me
Abbildung 4 stellt die Mischqualität des Frisch- und des Restgases dar. Dazu wird die Grösse EGR MIX RMS berechnet, welche das Quadratmittel (Standardabweichung durch Mittelwert) des Verhältnisses von CO 2 und O 2 über alle Brennraumzellen darstellt. Je tiefer EGR MIX RMS wird, desto gleichmässiger wird das Restgas im Zylinder verteilt. Hier erkennt man klar einen Vorteil für die Direkteinblasung, das Restgas wird deutlich besser homogenisiert. Dieser Effekt dürfte im Vergleich zur aussermotorischen Gemischbildung zu verbesserter Abgasrückführverträglichkeit führen. 0.05 0.04 Premixed homogeneous PFI high pressure 34 bar DI, SOI 540 CA, 10 bar DI, SOI 540 CA. 34 bar EGR mix RMS [-] 0.03 0.02 0.01 0 480 520 560 600 640 680 720 760 crank angle [deg atdcf] Abbildung 4: Verläufe der Mischqualität des Frisch- und des Restgases anhand des Quadratmittels für die betrachteten Gemischbildungs-Systeme bei 2000 min -1 und 2 bar p me Ein Vorteil der Benzindirekteinspritzung ist die Gemischkühlung durch die Kraftstoffverdampfung direkt im Brennraum. Dadurch wird die Klopfneigung reduziert. Bei einer Gasdirekteinblasung ergibt sich ein in der Wirkung ähnlicher Effekt. Infolge der Entspannung des Gases vom Raildruck- auf das Zylinderdruckniveau entsteht, hervorgerufen durch den Joule-Thompson- Effekt, ebenfalls eine Temperaturabsenkung. Diese Temperaturabsenkung gegenüber einer perfekten Vormischung beträgt bei Direkteinblasung um den oberen Totpunkt, je nach Einblasedruck, zwischen 25 und 30 K, wie Abbildung 5 zeigt. Ebenfalls gerechnet wurde der Fall, wenn ein Hochdruck- DI-Injektor anstatt in den Brennraum ins Saugrohr einblasen würde. Der dort natürlich auch auftretende Temperaturabfall wird allerdings durch den Wärmeübergang im Saugrohr reduziert, die Gemischtemperatur liegt im OT etwa 8 K über jener bei Direkteinblasung. Eine Gasdirekteinblasung kann also, neben dem Füllungsvorteil, auch zu einem verringerten Klopfrisiko führen.
900 800 Premixed homogeneous PFI high pressure 34 bar DI, SOI 540 CA, 10 bar DI, SOI 540 CA. 34 bar Temperature vol. avg. [K] 700 600 500 400 480 520 560 600 640 680 720 760 800 crank angle [deg atdcf] Abbildung 5: Temperaturverläufe (ohne Verbrennung) der betrachteten Gemischbildungs-Systeme bei 2000 min -1 und 2 bar p me Brennraumgemittelte Daten sind zur Beurteilung der Gemischbildungsqualität nicht aussagekräftig genug. Abbildung 6 zeigt deshalb Schnitte durch den Brennraum im Bereich der Zündung (700 KW entspricht 20 KW vor OT) mit Iso-Konturen der Stöchiometrie sowie der turbulenten kinetischen Energie für verschiedene Einblasbeginne (SOI). Man erkennt, dass für keinen der dargestellten Einblasbeginne von einem wirklich homogenen Zustand bei Zündung gesprochen werden kann. Generell kann man beobachten, dass sehr mageres und fettes Gemisch eher entlang den Wänden zu finden ist. Der Grund dafür ist die dominierende Makro-Tumbleströmung, welche die Kraftstoffwolke massgeblich transportiert. Die turbulente kinetische Energie ist in allen betrachteten Fällen in der Brennraummitte konzentriert, in einigen Fällen kann die hohe Turbulenz in Zündkerzennähe eine schnelle Flammenausbreitung fördern. Es fällt auf, dass sich bei später Einblasung fettes Gemisch eher entlang den Brennraumwänden befindet, was mit ein Grund für höhere Emissionen unverbrannter Kohlenwasserstoffe bei später Einblasung sein kann.
Fall 1/λ [-] Turb. Kinetische Energie [m 2 /s 2 ] SOI500 SOI540 SIO580 SOI600 SOI620 Abbildung 6: Stöchiometrie und turbulente kinetische Energie bei einem Kurbelwinkel von 700 (20 vor OT) für verschiedene Einblaszeitpunkte (SOI) bei 2000 min -1 und 2 bar p me
4.2 Last- und Drehzahleinfluss auf die Gemischbildung Abschnitt 4.1 hat sich auf den für PKW Ottomotoren oftmals als Referenz- Teillastpunk betrachteten Betriebspunkt 2000 min -1 und 2 bar p me beschränkt. Hier soll die Gemischbildung bei einer hoher Last von 18 bar p me und den beiden Drehzahlen 2000 und 4000 min -1 dargestellt werden. Wir beschränken uns hier auf die Darstellung der turbulenten kinetischen Energie im DI-Fall bei den Einblasbeginnen 540 und 580 KW und bei 34 bar Raildruck. Da in den Injektoren bei 34 bar Raildruck stets ein kritisches Druckverhältnis herrscht, ist der Massenstrom der Injektoren (unabhängig vom Zylinderdruck) stets gleich. Das heisst, dass bei höheren Lasten die Einblasedauer verlängert werden muss. Abbildung 7 zeigt den Verlauf der brennraumgemittelten turbulenten kinetischen Energie für die betrachteten Varianten. Man erkennt, dass bei der Drehzahl 2000 min -1 durch eine spätere Einblaslage eine erhöhte turbulente kinetische Energie bis fast zum oberen Totpunkt überlebt, bei Zündung ist also ein Vorteil in der Brenngeschwindigkeit zu erwarten. Dieser Effekt ist bei einer Drehzahl von 4000 min -1 nicht zu beobachten: das durch die höhere Einströmgeschwindigkeit der Frischluft erzeugte generell höhere Turbulenzniveau wird zwar durch die Einblasung zusätzlich erhöht, sie dissipiert aber in der Nähe des Zündzeitpunktes auf ein für beide Einblaslagen praktisch gleiches Niveau. turbulent kinetic energy vol. avg. [m 2 /s 2 ] 200 150 100 50 2000 RPM, 18 bar, SOI 540 CA 2000 RPM, 18 bar, SOI 580 CA 4000 RPM, 18 bar, SOI 540 CA 4000 RPM, 18 bar, SOI 580 CA Injections (for 2000 RPM) Valve lift (a.u.) 0.02 0.015 0.01 0.005 injection rate [kg/s] 0 0 480 520 560 600 640 680 720 760 crank angle [deg atdcf] Abbildung 7: Verläufe der turbulenten kinetischen Energie im Brennraum für die betrachteten Gemischbildungs-Systeme bei 2000 und 4000 min -1 und 18 bar p me
4.3 Versuchsergebnisse Auf Grund von Festigkeitsproblemen am Zylinderkopf konnten auf dem Prüfstand mittels Direkteinblasung keine Mitteldrücke über 10 bar gefahren werden. Hier werden die Versuchsergebnisse bei einer Motordrehzahl 2000 min -1 und effektive Mitteldrücke von 2 und 8 bar gezeigt. Die weiter unten dargestellten Messwerte sind allesamt auf den jeweiligen Bestwert skaliert. Für die hier dargestellten Versuchsergebnisse wurde der Motor mit reinem Methan betrieben. Jeder Messpunkt wurde drei Mal angefahren, in den nachfolgenden Abbildungen sind immer die Resultate aller drei Wiederholungen dargestellt. Die Messwerte für jeden Messpunkt wurden jeweils über eine Minute Motorbetrieb gemittelt. Mit den Indizierdaten wurde eine detaillierte Brennverlaufsanalyse mit dem Rechenprogramm WEG des Laboratoriums für Aerothermochemie und Verbrennungssysteme durchgeführt [OBR]. Die folgenden Abbildungen zeigen die Messgrössen gegenüber des mit WEG ermittelten Verbrennungsschwerpunktes (d.h. der Kurbelwinkelposition, wo 50% des Kraftstoffes umgesetzt wurde). Bei den Versuchen wurde der Zündwinkel verstellt, der Verbrennungsschwerpunkt ist eine daraus resultierende Grösse Abbildung 8 zeigt den Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes für verschiedene Einblasbeginne auf den effektiven Wirkungsgrad bei 2 bar effektivem Mitteldruck. Die Tumbleklappe war in diesem Betriebspunkt aktiviert. Man erkennt, dass der Wirkungsgrad bei dem frühesten Einblasbeginn von 420 KW (300 KW vor Zünd-OT, d.h. Einblasung bei geöffnetem Einlassventil) am besten ist. Die durch einen frühen Einblasbeginn zur Verfügung stehende lange Zeit für die Gemischbildung ist vorteilhaft. Spätere Einblasbeginne führen zu einer Reduktion des Wirkungsrades. Man erkennt, dass für alle Einblasbeginne der wirkungsgradoptimale Verbrennungsschwerpunkt im Bereich der bekannten 8 KW nach Zünd-OT liegt.
Abbildung 8: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf den effektiven Wirkungsgrad bei 2000 min -1 und p me = 2 bar Abbildung 9 zeigt die Wirkungsgrade für 8 bar effektiven Mitteldruck. Die Tumbleklappe war in diesem Betriebspunkt deaktiviert. In diesem Lastfall erweist sich der früheste Einblasbeginn nicht mehr als verbrauchsoptimal, ein Einblasbeginn von 500 KW (220 KW vor Zünd-OT) zeigt den besten Wirkungsgrad. Dieses Verhalten kann auf den Gewinn an Turbolenz bei höheren Lasten zurückgeführt werden, welches auf Basis der numerischen Resultate erwartet wurde. Abbildung 9: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf den effektiven Wirkungsgrad bei 2000 min -1 und p me = 8 bar
Abbildung 10 zeigt die Emissionen der totalen Kohlenwasserstoffe für den Lastfall 2 bar p me. Man erkennt, dass zusammen mit später erfolgendem Einblasbeginn ein ganz massiver Anstieg der Emissionen von unverbrannten Kohlenwasserstoffen einhergeht. Die Berechnung des durch die HC Emissionen verursachten Verlustes an chemischer Energie zeigt, dass der Wirkungsgradnachteil bei später Einblasung ausschliesslich durch die erhöhten HC-Emissionen verursacht wird. Die Ursache in dieser hohen HC Emissionen ist nicht hauptsächlich in Inhomogenitäten bei der Gemischbildung zu suchen, vielmehr liegt der Hauptgrund beim verwendeten Injektor. Dieser dichtet nicht an der Spitze sondern aus Temperaturgründen etwa 40 mm zurückversetzt. Nicht alles zwischen Dichtung und Injektorspitze befindliche Methangas wird rechtzeitig für eine Oxidation in den Brennraum gelangen. Ein Teil wird im Injektor verbleiben und später (spätestens beim Druckabfall durch das Öffnen des Auslassventils) als unverbrannter Kraftstoff in den Brennraum strömen und als HC Emission den Motor verlassen. Abbildung 10: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf die Kohlenwasserstoffemissionen bei 2000 min -1 und p me = 2 bar
Abbildung 11 zeigt die Emissionen der totalen Kohlenwasserstoffe für den Lastfall 8 bar p me. Im Gegensatz zum Lastfall 2 bar p me sieht man hier keinen massiven Einfluss der Einblaslage auf die HC Emissionen. Erst ein später Einblasbeginn von 580 KW (140 KW vor Zünd-OT) lässt die HC- Emissionen stark steigen. Das bei diesem Lastpunkt andere Verhalten der HC Emissionen erklärt auch das in Abbildung 9 gezeigte Wirkungsgradverhalten: Die HC Emissionen dominieren (bis auf den spätestens Einblasefall) nicht das Wirkungsgradverhalten. Bei höherer Last nimmt die relative Bedeutung der in der injektorspitze befindlichen Kraftstoffmasse ab, deshalb sieht man hier auch den Einfluss der Einblaselage sehr viel schwächer als beim Niederlastpunkt. Abbildung 12 stellt die entsprechenden Brenndauern (als Winkel von 5 bis 90% umgesetzter Kraftstoffmasse) dar. Man erkennt, dass fast alle Einblasbeginne zu praktisch identischem und für Methan als Kraftstoff ungewohnt schnellem Wärmefreisetzungsverhalten führen. Die Ausnahme ist die früheste Einblasung, welche zu einer langsameren Wärmefreisetzung führt. Hier scheint das durch eine spätere Einblasung hervorgerufene erhöhte Turbulenzniveau einen echten Vorteil auf die Verbrennung zu haben. Abbildung 11: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf die Kohlenwasserstoffemissionen bei 2000 min -1 und p me = 8 bar
Abbildung 12: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf die Brenndauer 5 90% Umsatz bei 2000 min -1 und p me = 8 bar Die Abbildung 13 und die Abbildung 14 zeigen die Stickoxidemissionen für die beiden Lastfälle 2 und 8 bar p me. Neben dem bekannten NO x Verhalten (mehr NO x bei früher Zündung) ist kein sehr stark ausgeprägter Einfluss der Einblaslage auf die NO x Emissionen ersichtlich. Abbildung 13: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf die NO x bei 2000 min -1 und p me = 2 bar
Abbildung 14: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf die NO x bei 2000 min -1 und p me = 8 bar Die Abbildung 15 und die Abbildung 16 stellen Laufruhe dar. Als Mass für die Laufruhe wird die mittelwertbezogene Standardabweichung des indizieren Mitteldruckes aller vier Zylinder betrachtet. Die Auswertung basiert auf jeweils 144 aufeinanderfolgenden Zyklen, wobei die Messung an jedem Betriebspunkt dreifach wiederholt wurde. Man erkennt, dass mit allen Einblas- und Zündpunkteinstellungen in beiden Lastfällen ein extrem ruhiger Motorlauf möglich war. Abbildung 15: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf Standardabweichung des indizierten Mitteldrucken für 2000 min -1 und p me = 2 bar
Abbildung 16: Einfluss des Verbrennungsschwerpunktes und des Einblasbeginnes (SOI) auf Standardabweichung des indizierten Mitteldrucken für 2000 min -1 und p me = 8 bar 5 Zusammenfassung und Ausblick Die numerischen Simulationen sowie die Versuche für eine Direkteinblasung im Erdgasmotor im λ=1 Betrieb haben gezeigt, dass eine homogene Luft/Kraftstoffmischung nicht einfach erreicht werden kann. Es besteht ein Trade-off zwischen guter Homogenisierung (frühe Einblasung) und Turbulenzerhöhung in Zündkerzennähe zum Zündzeitpunkt. Die beobachteten hohen HC Emissionen sind nicht auf das Gemischbildungsverfahren an sich sondern auf einen Injektor mit einem Totvolumen in der Injektorspitze zurückzuführen. Durch die Direkteinblasung wird eine sehr schnelle Verbrennung ermöglicht, der Umsatz 5 90% wird im Vergleich zu typischer vorgemischer Gemischbildung in etwa 5-10 KW kürzerer Dauer erreicht. In jedem Fall der inneren Gemischbildung konnte eine sehr stabile Verbrennung und damit ein sehr ruhiger Motorlauf erreicht werden. Als nächste Schritte werden Versuche bei höheren Drehzahlen und höheren Mitteldrücken sowie mit klopfempfindlicheren Gasgemischen angestrebt. Dort wird sich zeigen, inwiefern durch DI Vorteile in der Füllung (hervorgerufen durch die zylinderinterne Gemischkühlung) sowie im Klopfverhalten erreichbar sind.
6 Danksagung Die hier vorgestellten Ergebisse wurden im Rahmen des CLEVER Projektes erarbeitet. Die Autoren danken den Projektpartnern Volkswagen AG sowie Robert Bosch GmbH für die Unterstützung. Ein grosser Dank gilt auch folgenden Partnern, welche das Projekt finanziell mitunterstützt haben: SVGW, DVGW, Bundesamt für Energie, Bundesamt für Umwelt, Novatlantis. 7 Literaturverzeichnis [BOH] [EGL] Bohatsch S., Hofmann B., Ferrari A., Chiodi M., Berner H-J., Bargende M.: Darstellung verschiedener Betriebsstrategien an einem Erdgasmotor mit innerer Gemischbildung, Gasfahrzeuge II, Haus der Technik Fachbuch, Expert Verlag, 2006 Egli R.A., Soltic P., Lämmle C., Wright Y.M., Boulouchos K.: Optimierung des Verbrennungsmotors in einem DI-Erdgas-Hybrid- Antriebskonzept, proceedings of 4 th Conference Gas-Powered Vehicles, Stuttgart, 13 th 14 th Oct. 2009 [ICE] Es-ICE, v4.14.047@cd-adapco, 2010 [OBR] Obrecht P., WEG: Verbrennungsanalyse, Berechnung des Wärmeentwicklungsgesetzes. http://www.lav.ethz.ch/, 2010 [ROT] Rottengruber H., Berger E., Kiesgen G., Klüting M.: Wasserstoffantriebe für leistungsstarke und effiziente Fahrzeuge, Gasfahrzeuge II, Haus der Technik Fachbuch, Expert Verlag, 2006 [STA] StarCD, v4.14@cd-adapco, 2010 [WAR] Warnatz J., Maas U., Dibble R.W.: Combustion; Physical and Chemical Fundamentals, Modeling and Simulation, Experiments, Pollutant Formation, 4 th Edition, Springer, 2006