Ladungswechsel im Verbrennungsmotor MTZ-Fachtagung

Ladungswechsel im Verbrennungsmotor 2014 7. MTZ-Fachtagung Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson- Steuerzeiten bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär betriebenen gemischansaugenden Gasmotors Denis Neher, Fino Scholl, Jürgen Bauer, Maurice Kettner Institut für Kälte-, Klima- und Umwelttechnik, Hochschule Karlsruhe Technik und Wirtschaft Markus Klaissle, Danny Schwarz SenerTec Kraft-Wärme-Energiesysteme GmbH 1

Kurzfassung Die zukünftige Verschärfung der Emissionsgesetzgebung für erdgasbetriebene Blockheizkraftwerke verlangt nach neuen Ansätzen in der Brennverfahrensentwicklung. Im kleineren Leistungsbereich werden derzeit hohe Wirkungsgrade und niedrige NOx-Emissionen durch homogen magerbetriebene Erdgasmotoren erreicht. Zwar können zukünftige NOx-Grenzwerte mit Erhöhung der Ladungsverdünnung eingehalten werden, jedoch stehen dieser Maßnahme Wirkungsgradeinbußen aufgrund einer verschleppten Verbrennung gegenüber. Im Rahmen dieser Arbeit wurden ein frühes und ein spätes Einlassschließen (Miller- bzw. Atkinson-Steuerzeiten) als Volllastkonzept für einen gemischansaugenden stationär betriebenen Gasmotor untersucht. Hierbei erfolgte die Gegenüberstellung beider Einlassschluss-Strategien, um diese zukünftig als Teilmaßnahme eines alternativen Brennverfahrens umzusetzen. Die Kombination dieser Einzelmaßnahmen soll zur Entschärfung des Zielkonflikts zwischen Wirkungsgrad, NOx-Emissionen und Mitteldruck bei gemischansaugenden Gasmotoren beitragen. Ausgehend von nahezu füllungsoptimierten Seriensteuerzeiten (Otto-Brennverfahren) wurde im Zuge einer numerischen Studie eine Variation des Einlassschließens in Richtung früh und spät durchgeführt. Das effektive Verdichtungsverhältnis wurde unter Berücksichtigung gasdynamischer Effekte konstant gehalten. Für ein angepasstes effektives Verdichtungsverhältnis und ein unverändertes Auslassöffnen ergeben sich indizierte Verbrauchsvorteile, die sich durch eine im Verhältnis zur Kompression größere Expansion begründen lassen. Die Extreme beider Einlassschluss-Strategien mit gleichem Expansions-Kompressions-Verhältnis wurden anschließend an einem modifizierten Serienmotor Motor untersucht. Durch die Verwendung einer einheitlichen Kolbenform konnte der Einfluss auf die Verbrennung aufgrund eines abweichenden Oberflächen-Volumen-Verhältnisses oder veränderter Quetschflächen ausgeschlossen werden. Für das Miller-Verfahren bestätigte sich der bereits numerisch berechnete Wirkungsgradvorteil gegenüber dem Atkinson-Zyklus. Dieser wird beim ausgeführten Motor jedoch auch durch ein sich höher ergebendes effektives Verdichtungsverhältnis intensiviert. Neben Kraftstoffverbrauch und Emissionen standen die Analyse des Ladungswechsels sowie des Brennverhaltens im Fokus der Untersuchungen. 2

1 Einleitung Die dezentrale Stromversorgung hat in den vergangenen Jahren in Deutschland zunehmend an Bedeutung gewonnen. Das in 2012 novellierte Gesetz zur Kraft-Wärme-Kopplung (KWK) hat das Ziel, bis 2020 den Stromanteil aus KWK-Anlagen auf 25 % zu erhöhen. Besonders im kleinen Leistungsbereich (Pel 50 kw) ist mit einer steigenden Anzahl an Blockheizkraftwerken zu rechnen, in denen überwiegend Gasmotoren Verwendung finden. Diese werden zur Erzielung hoher Wirkungsgrade bei gleichzeitig geringen NOx-Emissionen häufig mit homogen magerem Luft-Kraftstoff-Gemisch betrieben. In Anbetracht der Verschärfung der Emissionsgesetzgebung in 2018 [1] ist eine Einhaltung zukünftiger NOx-Grenzwerte durch weitere Ladungsverdünnung möglich. Allerdings führt diese zu einer zunehmend verschleppten Verbrennung und weiteren Entfernung vom Gleichraumprozess, sodass der Wirkungsgradvorteil gegenüber dem stöchiometrischen Betrieb abfällt [2]. Beim gemischansaugenden Motor bewirkt der geringere Kraftstoffanteil zudem eine Reduzierung im Mitteldruck, was die anteiligen Reibungsverluste erhöht. Zur Entschärfung des Zielkonflikts zwischen NOx-Emissionen, Wirkungsgrad und Mitteldruck wird ein alternatives Brennverfahren untersucht, bei dem der homogene Magerbetrieb um Miller- bzw. Atkinson-Steuerzeiten erweitert wird. Der Abfall in Liefergrad bzw. Leistung soll durch eine Kombination aus Ladungswechseloptimierung und Gemischstrategie kompensiert werden. Die vorliegende Arbeit beschreibt den ersten Projektabschnitt, in dem beide Einlassschluss-Strategien für eine mögliche Anwendung im Saugmotor gegenübergestellt werden. Zunächst erfolgt eine numerische Studie unter Verwendung der eindimensionalen Motorprozessrechnung AVL BOOST, mit der die zielführenden Konfigurationen bestimmt werden. Anschließend werden ausgewählte Steuerzeiten am Prüfstandsmotor untersucht. 2 Miller/Atkinson-Steuerzeiten Die Steigerung des motorischen Wirkungsgrads durch ein frühes bzw. spätes Einlassschließen (Miller-/Atkinson-Steuerzeiten) wird in der Automobilindustrie zur Reduzierung der Drosselverluste im Teillastbetrieb und bei stationären Großmotoren in aufgeladener Ausführung als Volllaststrategie verfolgt [3, 4, 5, 6]. Die sich ergebenden Füllungsverluste sind bei der Teillaststrategie erwünscht und werden bei der Volllaststrategie über eine Erhöhung des Ladedrucks des Abgasturboladers kompensiert. 3

Idealisiert betrachtet findet beim Miller-Verfahren das Schließen des Einlassventils noch vor dem unteren Totpunkt statt, während es beim Atkinson-Zyklus nach dem unteren Totpunkt erfolgt. Beide Strategien rufen Verluste im Liefergrad hervor: Während beim Miller-Verfahren die zur Gemischansaugung verfügbare Zeit verringert wird, ergibt sich bei Atkinson-Steuerzeiten ein Rückströmen in den Einlasskanal. Diese Erscheinungen sind bezeichnend für die jeweilige Einlassschluss-Strategie und äußern sich in beiden Fällen im Vergleich zum Gleichraumprozess im p,v-diagramm durch einen verspäteten Beginn der Kompressionsphase. Beim idealen Otto-Prozess erfolgen Kompression und Expansion über den gesamten Hub von unterem Totpunkt (UT) bis oberen Totpunkt (OT) und umgekehrt. Folglich bestimmt die Motorgeometrie das Kompressionsverhältnis ɛk Otto und Expansionsverhältnis ɛe Otto. Die Werte beider Größen sind identisch und können daher auch als geometrisches Kompressions- bzw. Expansionsverhältnis ɛgeo Otto bezeichnet werden. Es berechnet sich aus den Volumina in UT (VUT) und OT (VOT): ɛ K Otto = ɛ E Otto = ɛ geo Otto = V UT V OT (1) Im p,v-diagramm (ohne Ladungswechselschleife) sind idealer Miller-/Atkinson-(M/A)- Zyklus zueinander kohärent (s. Abbildung 1). Die effektive Verdichtung setzt erst ein, wenn während der Kompressionsphase das Volumen bei Einlassschluss (ES) VES erreicht wird. Das Kompressionsverhältnis ɛk M/A kann entsprechend dem Gleichraumprozess durch Verkleinern des Kompressionsvolumens von VOT zu VOT M/A, beispielsweise durch Auffüllen der Kolbenmulde, angeglichen werden (s. Abbildung 2) und lässt sich durch Gl. (2) beschreiben. Der Betrag von VUT ändert sich analog zu VOT und ergibt sich zu VUT M/A. Das Expansionsverhältnis ɛe M/A wird vergrößert und ist analog zum Otto-Zyklus über den Quotienten der Volumina beider Totpunkte formuliert (Gl.(3)). ɛ K M/A = V ES M/A V OT M/A (2) ɛ E M/A = V UT M/A V OT M/A = ɛ geo M/A (3) Bei gleichbleibendem Kompressionsverhältnis vergrößert sich das Verhältnis von Expansion zu Kompression (expansion compression ratio - ECR). ECR stellt einen charakteristischen Parameter des M/A-Verfahrens dar [7, 8] und ist für den idealen Prozess wie folgt definiert: ECR ideal = ɛ E M/A ɛ K M/A = ɛ geo M/A ɛ K M/A (4) 4

Für den Otto-Prozess beträgt ECRideal = 1, während es beim M/A-Zyklus Werte größer 1 annimmt. Vorteile ergeben sich primär durch eine geringere Kompressionsarbeit (s. Abbildung 1). Setzt man eine zur Füllung proportional abnehmende eingebrachte Wärmemenge Q voraus, verringert sich jedoch die Expansionsarbeit (grau hervorgehoben), sodass die abgegebene Prozessarbeit sinkt. Die erhöhte Expansion bewirkt dennoch einen Wirkungsgradvorteil, indem das Gemisch während des Arbeitstakts auf ein niedrigeres Druckniveau entspannt wird. Unter der Annahme einer dem Otto-Zyklus äquivalenten eingebrachten Wärmemenge werden die Verluste während der Expansion verringert, sodass die abgeführte Prozessarbeit gesteigert wird. Eine äquivalente Wärmemenge kann beim Magermotor z.b. über eine Reduzierung des Luftverhältnisses erreicht werden. Die daraus resultierende Abnahme des Isentropenexponenten, der sich in Form eines verringerten Kompressionsenddrucks äußert, wurde in Abbildung 1 vernachlässigt. p M/A Zyklus Otto-Zyklus V TDC OT M/A-Zyklus V OT M/A Otto-Zyklus Q Q M/A = Q Otto (λm/a < λotto) Q M/A < Q Otto (λm/a = λotto) M/A-Zyklus V UT V UT M/A V OT M/A V OT V ES M/A V UT M/A V V UT Abbildung 1: Idealisiertes p,v-diagramm von Otto- und Miller/Atkinson-Zyklus im Vergleich (schematisch) Abbildung 2: Kolbenlage in UT und OT von Otto- und M/A-Zyklus Die Beibehaltung der Wärmemenge (des Ottoprozesses), ohne die NOx-Emissionen zu steigern, ist Teil der weiteren und hier nicht behandelten Maßnahmen der Entwicklung des alternativen Brennverfahrens. 3 Effektives Verdichtungsverhältnis Die Umsetzung der M/A-Zyklen über angepasste Steuerzeiten bringt eine Verringerung des Liefergrads und des effektiven Verdichtungsverhältnisses mit sich. Letzterem kann 5

durch eine Erhöhung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses entgegengewirkt werden. Ein repräsentativer Vergleich beider ES-Strategien setzt ein gleiches effektives Verdichtungsverhältnis voraus. Diese Größe wird in der Literatur oft rein geometrisch über das Volumen bei Einlassschluss VES und bei UT VUT formuliert (vgl. Gl. (2)) [9] und kann folglich als geometrisches effektives Verdichtungsverhältnis ɛeff geo angesehen werden: ɛ eff geo = V ES V OT (5) Dieser Ausdruck berücksichtigt allerdings nicht den Einfluss gasdynamischer Effekte, die sich in Form von Nachlade- und Rückströmeffekten äußern. Diese können insbesondere bei ES nach UT das effektive Verdichtungsverhältnis, im Folgenden als ɛeff dyn bezeichnet, maßgeblich beeinflussen. In der Literatur finden sich verschiedene Ansätze zur Bestimmung von ɛeff dyn [10, 11]. Das in dieser Arbeit angewendete Verfahren soll anhand des p-v-diagramms des Serienbetriebspunkts des Versuchsträgers veranschaulicht werden (s. Abbildung 3). Die Daten entstammen der eindimensionalen Motorprozessrechnung. Der Ansatz beruht auf einer polytropen Zustandsänderung ausgehend von ES in Richtung UT (der Kompression entgegengesetzte Richtung) [12, 13]. Ein ähnliches Vorgehen findet bei der Bestimmung der Kompressionsverluste bei der Verlustanalyse bzw. Verlustteilung Verwendung [14, 15]. Eine nähere Erläuterung zur Bestimmung der Kompressionsverluste findet sich in [16, 17]. Entgegen der Verlustanalyse, bei der polytrop bis zum geometrischen UT zurückgerechnet wird, ist bei der Bestimmung von ɛeff dyn das vorliegende Volumen der Polytropen bei Umgebungsdruck von Interesse. Das Zylindervolumen entspricht dem hier eingeführten effektiven UT und wird folglich als VUT eff bezeichnet (Gl.(6)). Es beschreibt das erforderliche Volumen, das notwendig ist, um den Zylinderdruck bei ES pes ohne den Einfluss von gasdynamischen Effekten zu erhalten. V UT eff = V ES ( p ES p Umg ) 1 n (6) Es wird deutlich, dass sich im diskutierten Beispiel (s. Abbildung 3) der anhand der polytropen Zustandsänderung berechnete Druck im geometrischen UT oberhalb des Umgebungsdruckniveaus befindet. Somit stellt VUT eff ein fiktives Volumen dar, das jenseits des geometrischen UT liegt. Zur Bestimmung von VUT eff wurde die Veränderung des Polytropenexponenten n über der Kolbenlage von ES bis UT mit Werten aus der Simulation bestimmt. Außerhalb dieses Bereichs wurde n entsprechend seinem Wert in UT konstant angenommen. 6

Mit der Bestimmung von VUT eff folgt die Berechnung des effektiven Verdichtungsverhältnisses unter der Berücksichtigung gasdynamischer Effekte ɛeff dyn zu Gl.(7): ɛ eff dyn = V UT eff V OT (7) Neben der Bestimmung von ɛeff dyn hilft die polytrope Zustandsänderung, Nachladeeffekt und Rückströmen zu veranschaulichen. Der Nachladeeffekt äußert sich durch einen steilen Druckanstieg um UT. Diesem folgt ein Rückströmen, das aufgrund der nahezu füllungsoptimal ausgelegten Einlasssteuerzeiten hier nur gering ausgeprägt ist. Insbesondere bei Atkinson-Steuerzeiten ist dieses Verhalten von großer Bedeutung. Bei Einlassschluss vor UT hingegen treten die gasdynamischen Effekte, welche die Kompressionsverluste verursachen, nicht auf. Die Notwendigkeit der Polytropen entfällt, da VUT eff dem vorliegenden Zylindervolumen entspricht, der sich am Schnittpunkt des Kompressionsverlaufs mit dem Umgebungsdrucks pumg ergibt. Zylinderdruck Polytrope Zustandsänderung V UT geo n = konst. V UT eff p ES Kompression Zylinderdruck ES p Umg p amb Nachladeeffekt Rückströmen Ende Nachladeeffekt Zylindervolumen Abbildung 3: Vergrößerter Ausschnitt des simulierten p,v-diagramms des Serienbetriebspunkts Die Anwendung der beschriebenen Methode legt bei experimentellen Untersuchungen die Verwendung einer 0D-Motorprozessanalyse nahe. Alternativ kann eine Annahme des Polytropenexponents n zwischen ES und UTeff vorgenommen werden. Der Einfluss eines konstanten n auf ɛeff dyn wird im späteren Verlauf dieser Arbeit gezeigt. 7

4 Versuchsträger und numerisches Modell Als Versuchsträger kam ein mit umfangreicher Messtechnik ausgestattetes Klein-BHKW der Fa. SenerTec zum Einsatz (s. Tabelle 1). Der gemischansaugende Einzylinder-Erdgasmotor weist ein geometrisches Verdichtungsverhältnis von εgeo = 13,2 sowie ein Hubvolumen von 578 cm³ auf. Neben Hochdruckindizierung wurde das Aggregat mit Niederdruckindizierung sowie diversen Temperaturmessstellen ansaug- und abgasseitig versehen. Das System wurde in ein detailliertes 1D-CFD-Modell in AVL BOOST überführt (s. Abbildung 4). Motortyp SenerTec Dachs G5.5 Kraftstoff Erdgas Zylinder 1 Nenndrehzahl Verdichtungsverhältnis (geometrisch) 2450 1/min 13,2:1 Bohrung/Hub 1,01 Hubvolumen 578 cm³ Ventile 2 Versuchsträger Volllast n = 2450 1/min Dp mi = 0,6 % Db. i = -1,4 % Dm = 0,0003 % p Einlass gemessen 0 180 360 540 720 Zündung Vorkammerzündkerze Kolbenlage [ KW] EÖ Eingabe Normierter Brennverlauf Motorgeometrie Wandtemperaturen ES Messung Simulation p Einlass berechnet 40 J6 R11 J1 J2 32 Numerisches Modell 26 10 13 11 12 PL6 MP14 14 15 J3 20 I1 R3 MP9 39 R10 33 21 17 PL5 16 19 18 41 MP13 PER1 25 22 PL9 23 MP5 PL10 SB1 R12 MP1 PL11 27 PL8 PL4 R6 28 J5 J4 30 35 PL7 34 TH1 CO2 E1 37 R7 MP15 36 42 R14 45 44 R13 R8 PID1 29 R5 CAT1 PP1 PP2 PL3 R1 R2 SB2 24 MP10 MP12 43 R9 3 4 MP7 1 MP6 31 2 C1 MP2 PL1 PP4 6 7 8 MP11 R4 9 5 MP3 MP4 38 MP8 CO1 PL2 PP3 Tabelle 1: Technische Daten des Versuchsträgers Abbildung 4: Erstellungsprozess des 1D-Modells in AVL BOOST Dem Modell wurden geometrische Größen des Zylinders sowie des Ansaug- und Abgastrakts zugewiesen. Die Bestimmung der Durchflusszahlen der Ein- und Auslasskanäle erfolgte auf einem Blasprüfstand. Die Verbrennung wurde über einen normierten Zwei- Zonen-Brennverlauf vorgegeben, der aus dem Zylinderdrucksignal des Serienbetriebspunkts bestimmt wurde. Zur Berechnung des Wandwärmeübergangs wurde ein Modell nach Woschni [18] verwendet. Die Temperaturniveaus im Brennraum und weiterer Komponenten wurden als konstant angenommen. Gleiches gilt für die brennraumtemperaturabhängigen Größen Ventilspiel und Reibmitteldruck. Das 1D-Modell wurde für den Serienbetriebspunkt abgestimmt und anhand weiterer Betriebspunkte validiert. Neben den kurbelwinkelaufgelösten Größen fanden beim Modellabgleich bzw. der Validierung statische Werte wie Druck, Temperatur und Massenströme Berücksichtigung. 8

5 Numerische 1D-Studie Der Einfluss von M/A-Steuerzeiten wurde im ersten Schritt numerisch untersucht. Verschiedene Einlassventilhubkurven (s. Abbildung 5) wurden in das 1D-Modell eingelesen und bei Nenndrehzahl sowie Serienluftverhältnis λ = 1,57 simuliert. Den Berechnungen wurde ein konstanter normierter Brennverlauf zugrunde gelegt. Einlass Öffnen (EÖ) und Auslass Schließen (AS) blieben unverändert, um einen der Serie entsprechenden Restgasgehalt zu gewährleisten. Zur Minimierung des Liefergradverlusts wurde der maximale Ventilhub der Serie vorausgesetzt. Der dadurch veränderte Gradient der Ventilhubkurve beeinflusst die kinematischen Gegebenheiten des Ventiltriebs, was bei Miller-Steuerzeiten eine erhöhte Beschleunigung des Einlassventils hervorruft. Die erforderliche Federkraft, um einen Kontaktverlust zwischen Ventil und Nockenfolger zu vermeiden, nimmt zu. Die Ventilfederkraft bildete bei der numerischen Betrachtung die limitierende Größe bei einem Vorverlegen des ES, weshalb eine geringer Anzahl an Miller- als Atkinson- Steuerzeiten untersucht wurden (s. Abbildung 5). Einlassventilhub [mm] 9,0 7,5 6,0 4.5 3,0 1,5 Miller ES = 5-10 KW vor UT 0 300 360 420 480 540 600 660 720 Kolbenlage [ KW] UT Serie Atkinson ES = 50-96 KW nach UT Liefergrad [-] 0,80 0,75 0,70 0,65 1,15 1,12 Miller Otto ECR = 1,00 Serie 1,00 1,01 Atkinson 0,60-20 0 20 40 60 80 100 Einlassschluss [ KW n. UT] 1,04 1,07 1,12 1,15 Abbildung 5: Untersuchte Einlassventilhubkurven Abbildung 6: Liefergrad und ECR über Einlassschluss (ε eff dyn = 13,27, λ = 1,57) Die Definition beider Verfahren ist in der Literatur inkonsistent und wurde gemäß früherer Arbeiten [12, 13] festgelegt. Folglich wird ein ES als Miller- oder Atkinson-Verfahren bezeichnet, bei denen die charakteristischen Erscheinungen wie Zwischenexpansion während dem Ansaugen bzw. Rückströmen in den Einlass während des Kompressionstakts, erfolgen. Schließzeiten bei denen keiner dieser Erscheinungen auftreten, entsprechen dem Otto-Brennverfahren und wurden mit Ausnahme des Serienbetriebspunkts nicht untersucht. Verluste im Liefergrad ergeben sich bei Atkinson-Steuerzeiten durch das Rückströmen (s. Abbildung 6), bei Miller-Steuerzeiten durch die verkürzte Ansaugphase. Das effektive 9

Verdichtungsverhältnis nimmt ab, kann jedoch über die Erhöhung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses angepasst werden. Für die Serienkonfiguration berechnet sich das effektive Verdichtungsverhältnis zu εeff dyn = 13,27. Dieser Wert wurde für alle Steuerzeiten mit einer Toleranz von +/- 0,02 % angeglichen. Als Folge erhöht sich das Expansion-Kompressions-Verhältnis ECR, das in Abbildung 6 zusammen mit dem Liefergrad über den Einlassschluss aufgetragen ist. Die eingangs getroffene Annahme, dass eine der Serie entsprechende Ventilüberschneidung zu einem unveränderten Restgasanteil führt, kann konfigurationsübergreifend mit einer Abweichung kleiner 0,1 %-Punkten mittels 1D-Simulation bestätigt werden. Abbildung 7 zeigt indizierten Mitteldruck pmi, spezifischen Kraftstoffverbrauch bi und Saugrohrtemperatur TSaugrohr über Einlassschluss. Aufgrund der Korrelation zwischen Liefergrad und pmi (bei konstantem Luftverhältnis und Verbrennungsschwerpunktlage) fällt die Last mit zunehmender Entfernung vom Serien-ES. Bei gleichem Expansions-Kompressions-Verhältnis ECR = 1,15 wird für Miller-Steuerzeiten ein geringfügig höherer pmi festgestellt. Unabhängig von der ES-Strategie kann für steigende ECR der innere spezifische Kraftstoffverbrauch gesenkt werden (s. Abbildung 7). Dabei ist die Einsparung für das Miller-Verfahren ausgeprägter. Bei gleichem Expansions-Kompressions-Verhältnis ECR = 1,15 liegt im Vergleich zu Atkinson-Steuerzeiten ein Vorteil von ca. 1,3 g/kwh vor. Während ein Vorverlegen des ES keine merklichen Auswirkungen auf die Einlasstemperatur zeigt, führt ein später ES zu einer deutlichen Erhöhung. Die Begründung liegt in der in den Ansaugpfad zurückströmenden Zylindermasse. Der exponentielle Anstieg für höhere ECR ist dem größeren Anteil an zurückströmender Masse, der längeren Verweildauer der betroffenen Masse im Zylinder sowie dem höheren Zylinderdruck während des Rückströmens geschuldet. Abbildung 8 zeigt das p,v-diagramm, mit dem die Verbrauchsunterschiede beider Verfahren bei gleichem Expansion-Kompressions-Verhältnis ECR = 1,15 veranschaulicht werden sollen. Es ergibt sich ein gleich hoher Zylinderdruck vor Brennbeginn, was die Anwendbarkeit der in Kapitel 3 beschriebenen Methode unterstreicht. Zusammen mit dem gleichen normierten Brennverlauf, sind die Druckverläufe zwischen Atkinson-Einlassschluss und Ladungswechsel-OT zueinander nahezu kohärent. Infolgedessen finden sich die Gründe für den abweichenden Verbrauch im zweiten Teil des Ladungswechsels und im Anfang der Kompressionsphase: Zu Beginn des Ansaugtakts verläuft die Ventilhubkurve bei Miller-Steuerzeiten steiler und reduziert die erforderliche Arbeit, um das Gemisch anzusaugen. Dies wird zudem durch die einlassseitig veränderten Druckpulsationen im Zuge des modifizierten ES begünstigt. Gegen Ende des Ansaugvorgangs erfolgt beim Miller-ES eine Zwischenexpansion, um anschließend die Kompression einzuleiten. Bei Atkinson-Steuerzeiten wird zunächst ein ausgeprägter Nachladeffekt erzielt, der 10

durch das noch relativ weit geöffnete Einlassventil in UT zu erklären ist. Dieses führt zugleich zum charakteristischen Rückströmen, das maßgebend für den niedrigeren Wirkungsgrad ist. Im Niederdruckanteil des indizierten Mitteldrucks pmi ND ist dieser jedoch nicht ersichtlich, was auf die angewendete UT-UT-Methode zurückzuführen ist. Zur Beurteilung der Ladungswechselverluste wird von Witt [15] nahegelegt, zusätzlich die Kompressions- und Expansionsverluste zu berücksichtigen. Diese sind auf die zugeführte Kraftstoffenergie bezogen und geben die Verluste im Wirkungsgrad bedingt durch reale Steuerzeiten an (s. Abbildung 8). Aufgrund des konstanten effektiven Verdichtungsverhältnisses und Auslassöffnens sowie der Annahme eines gleichen normierten Brennverlaufs ergibt sich für beide Steuerzeiten der gleiche Expansionsverlust ΔηExp. Der Kompressionsverlust ΔηKomp, dem nur bei ES nach UT Rechnung getragen werden muss, bewirkt einen Verlust im Wirkungsgrad von 0,27 %-Punkten. Dies entspricht einem Verlust im Mitteldruck von 0,04 bar und liefert somit die Erklärung für den leicht höheren pmi und dem besseren spezifischen Kraftstoffverbrauch für die Miller-Konfiguration. p mi [bar] 6,5 6,2 5,9 5,6 5,3 208,0 Miller 5,6 5,5 5,4 5,3 5,2 5,47 Serie 5,43 Atkinson 40 p mi ND [bar] Dh Exp [%] Dh Komp [%] Miller 10 0,44 0,37 0,00 Atkinson 96 0,44 0,37 0,27 b i [g/kwh] T Saugrohr [K] 206,5 205,0 203,5 202,0 370 360 350 340 206 205 204 203 202 360 350 340 330 320 203,7 333,3 205,0 352,4 Zylinderdruck [bar] 30 20 10 DVentilhub Dp Einlass OT Rückströmverluste Zwischenexpansion UT Atkinson 96 Miller 10 330-20 0 20 40 60 80 100 Einlassschluss [ KW n. UT] 0 0 100 200 300 400 500 600 700 Zylindervolumen [cm³] Abbildung 7: Innerer spezifischer Kraftstoffverbrauch und Einlasstemperatur über Einlassschluss Abbildung 8: Miller- und Atkinson-Steuerzeiten mit ECR = 1,15 im p,v-diagramm Der Abfall im pmi erscheint für das zukünftige Brennverfahren als kompensierbar (u.a. durch Ladungswechseloptimierung), weshalb die Steuerzeiten mit einem simulierten 11

ECR = 1,15 umgesetzt werden sollen. Daher werden die in Abbildung 8 dargestellten Betriebspunkte im Folgenden als Referenzbetriebspunkte der jeweiligen Steuerzeiten bezeichnet. 6 Realisierung ausgewählter Steuerzeiten Der Versuchsträger ist serienmäßig mit einer obenliegenden Nockenwelle ausgestattet, bei der die Ventilbetätigung über Tassenstößel mit ebener Tasse erfolgt. Zur Umsetzung der M/A-Steuerzeiten wurde der Ventiltrieb einlassseitig mit der Mehrkörpersimulation AVL EXCITE nachgebildet (s. Abbildung 9). Dabei wird der Ventiltrieb in seine Einzelmassen zerlegt und diese über Feder- und Dämpfungselemente, die den Steifigkeiten der Bauteile und deren Dämpfungseigenschaften entsprechen, sowie Lager und Gelenke miteinander gekoppelt. Es werden Drehzahl, Geometrien und Nockenerhebungskurve zugewiesen. Das numerische Entwicklungswerkzeug berechnet das dynamische Systemverhalten und ermöglicht Verläufe wie Auslenkung, Geschwindigkeit, Beschleunigung und Kräfte einzelner Komponenten zyklusaufgelöst auszugeben. Des Weiteren wird die Hertz sche Pressung zwischen Nocken und Tassenstößel als wichtige Größe für einen Festigkeitsausweis berechnet und dient als Richtwert für die umzusetzenden Steuerzeiten. Ferner werden eine der Serie entsprechenden Schließgeschwindigkeit des Einlassventils sowie die Einhaltung des Mindestkuppenradius des Nockens und der Schmierzahl als Anforderung für die M/A-Steuerzeiten definiert. Eingabe Massen Steifigkeiten Drehzahl Rotational Excitation 9 R Nockenwelle 6 7 NRFV 1 Schmierstoff 2 Stoessel Baugruppe 1 3 4 Untere Haelfte Ventilschaft Nockenwellensteifigkeit 10 Nockenprofil Ventilfeder 5 8 Ausgabe Nockenprofil Systemverhalten Serie Atkinson 96 Miller 10 0 0 60 120 180 Nockenlage [ NW] 150 75 0-75 -150 125 100 75 50 25 Stößelgeschwindigkeit [%] Hertz'sche Pressung [%] Abbildung 9: Ventiltriebsauslegung mit der Mehrkörpersimulation AVL EXCITE Die ausgewählten Atkinson-Steuerzeiten weisen im Vergleich zur Serie eine deutlich flachere Ventilhubkurve auf. Es ergibt sich eine niedrigere Stößelgeschwindigkeit und Be- 12

schleunigung, die sich durch eine geringere Bauteilbelastung äußert. Bei Miller-Steuerzeiten zeigt sich ein gegensätzliches Verhalten, jedoch kann die Hertz sche Pressung auf einem der Serie ähnlichen Niveau gehalten werden. Ausgehend vom Seriennocken kann ein spätes Einlassschließen verhältnismäßig einfach, durch eine fülliger ausgeführte Nockenform, umgesetzt werden. Zur Vorverlegung des Einlassschluss, unter Beibehaltung des Einlassöffnens, Grundkreisdurchmessers und maximalem Ventilhubs, ist es nicht nur erforderlich Material abzutragen sondern die Nockenkontur konkav auszuführen. Dies setzt einen balligen Nockenfolger voraus. Um ein mögliches Verdrehen des Tassenstößels im Motorbetrieb zu verhindern, wurde der Nockenfolger mit einem Überstand versehen. Die Führung ist über eine Aussparung im Zylinderkopf umgesetzt (s. Abbildung 10). 30 20 Grundkreis Serie Miller 10 Atkinson 96 balliger Nockenfolger Die Motorversuche erfolgten unter Volllast bei einer konstanten Drehzahl von 2450 1/min. Dabei wurden Ansaugdruck und -temperatur konditioniert. Der Umgebungsdruck war bei allen Versuchen auf gleichem Niveau. Die Messung der Abgaskonzentray-Koordinate [mm] 10 0-10 Überstand gegen Verdrehung -20-20 -10 0 10 20 x-koordinate [mm] Aussparung für Nockenfolger Abbildung 10: Nockenprofile der Serie, Miller 10 und Atkinson 96 -Steuerzeiten (links), Miller-Tassenstößel (mitte) und ausgeführtem Ventiltrieb mit Miller-Steuerzeiten (rechts) Zur Anpassung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ɛeff dyn wurde das Volumen der Kolbenmulde verkleinert, sodass das sich das geometrische Verdichtungsverhältnis von ɛgeo = 13,2 auf ɛgeo = 15,25 erhöht. Die Verwendung eines einheitlichen Kolbens ermöglicht die Einflüsse auf die Verbrennung bedingt durch die Ladungsbewegung ausschließlich der jeweiligen ES-Strategie zuzuordnen. 7 Experimentelle Untersuchungen 13

tion wurde mittels einer Abgasmessanlage von ABB durchgeführt (AO2000). Die Angabe der NOx-Emissionen erfolgt normiert auf den Wert des Serienbetriebspunkts in mg/mn³ (bei 5 % O2). Die präsentierten Indizierdaten wurden über AVL Indicom erfasst und über 100 Arbeitsspiele gemittelt. Zur Erfassung der Hochdruck- und Niederdruckdaten kamen Sensoren der Fa. Kistler zum Einsatz. Das Zylinderdruckniveau zu Beginn der Kompressionsphase hat einen großen Einfluss auf den Wert des effektiven Verdichtungsverhältnisses und setzt eine genaue Nullpunktkorrektur voraus. Die Bestimmung des Absolutdruckniveaus erfolgte über die Methode des Summenbrennverlaufs [19]. Das effektive Verdichtungsverhältnis der Serie wurde mit Hilfe des institutsinternen Druckverlaufsanalysewerkzeugs CYPRAN bestimmt und ergibt sich zu εeff dyn = 13,53. Somit weicht es dem numerisch ermittelten Wert um 0,26 ab, was durch ein in der Messung höheres Druckniveau in der Ladungswechselschleife zu erklären ist. 7.1 Einzelpunktvergleich Zur Bewertung des effektiven Verdichtungsverhältnisses εeff dyn der M/A-Steuerzeiten wird der in der 1D-Simulation berechnete Referenzbetriebspunkt mit λ = 1,57 und einer Schwerpunktlage von X50% 18,6 KW n. OT eingestellt, sodass sich der indizierte Mitteldruck ergibt. Die thermodynamisch ungünstige Schwerpunktlage ist auf die innermotorische Einhaltung des aktuellen NOx-Richtwerts zurückzuführen. Wie in Kapitel 3 beschrieben, kann εeff dyn bei Miller-Steuerzeiten über das vorliegende Zylindervolumen VUT eff bei Erreichen des Umgebungsdrucks pumg in der Kompressionsphase bestimmt werden und folgt zu εeff dyn = 13,98 (s. Abbildung 11). Atkinson-Steuerzeiten erfordern hingegen eine polytrope Zustandsänderung ausgehend von ES, was in εeff dyn = 13,27 resultiert. Somit liegt es für Miller- und Atkinson-Steuerzeiten 0,45 oberhalb bzw. 0,26 unterhalb des Serienwerts. Folglich kann in diesem Fall nur bedingt von einem gleichen, vielmehr von einem ähnlichen εeff dyn gesprochen werden. Unter Beibehaltung der rein geometrischen Formulierung des Expansionsverhältnisses berechnet sich für Miller ECR = 1,09 bzw. Atkinson ECR = 1,15. Um den Einfluss eines konstanten Polytropenexponenten zu veranschaulichen, wird dieser mit gängigen Werten für magerbetriebene Gasmotoren mit n = 1,375/1,395 angenommen. Das effektive Verdichtungsverhältnis der Atkinson-Konfiguration ergibt sich in diesen Fällen zu εeff dyn = 13,31/13,22. Folglich zieht die Annahme eines konstanten plausiblen n gegenüber einem über die Kolbenlage veränderlichen Wert nur eine geringe Abweichung in εeff dyn nach sich. 14

In Tabelle 2 sind die Betriebsdaten der Referenzbetriebspunkte der M/A-Steuerzeiten aufgelistet. Miller zeigt gegenüber Atkinson Vorteile im indizierten Wirkungsgrad ηi, die sich durch mehrere Größen erklären lassen: Es stellt sich ein besserer Liefergrad ein, der sich in Form eines um fast 2 kg/h höheren Massenstroms äußert. Somit ergibt sich eine um 5,35 % höhere effektive Verdichtung. Analog zu den numerischen Untersuchungen zeigt das Miller-Verfahren bedeutende Vorteile in der Ladungswechselschleife. Während sich ein um 0,4 bar höherer pmi einstellt, liegt der Mitteldruck im Niederdruckteil auf gleichem Niveau. Aufgrund des höheren Massenstroms entspricht dies einer verhältnismäßig geringeren Ladungswechselarbeit. Das deutlich spätere ES nach UT bringt einen Kompressionsverlust von ΔηKomp = 0,28 % bezogen auf den eingebrachten Kraftstoff mit sich. Die Expansionsverluste unterscheiden sich mit ΔηExp = 0,11 % bzw. 0,14 % nur geringfügig. Das bei Miller-Steuerzeiten höhere Druckniveau lässt auf eine heißere Verbrennung schließen, die sich in höheren NOx-Emissionen äußert, obgleich die Ansaugtemperatur beim Atkinson-Verfahren über 11 K höher ist. THC-Emissionen und zyklische Schwankungen unterscheiden sich nur geringfügig. Zylinderdruck [bar] 50 40 30 20 10 0 n = 1,375 n = 1,395 V UT eff A96 n = var. p Umg ES Atkinson 0 100 200 300 400 500 600 700 Zylindervolumen [cm 3 ] p Umg Polytrope V UT eff M10 Miller 10 Atkinson 96 Größe Miller 10 Atkinson 96 Abweichung Δ ε eff dyn [-] 13,98 13,27 0,71 η i [%] 36,60 35,85 0,75 NO x [%] 98,50 82,05 16,45 THC [%] 92,16 92,73-0,57 p max [bar] 37,41 33,84 3,56 σ pmi [bar] 0,04 0,03 0,01 p mi [bar] 5,61 5,22 0,40 p mi ND [bar] -0,48-0,47-0,01 Δη Exp [%] 0,14 0,11 0,03 Δη Komp [%] 0 0,28-0,28 T Saugrohr [K] 330,4 341,4-11,1 ṁ Gemisch [kg/h] 33,87 31,91 1,96 X5% bis X50% [ KW] 10,9 10,6 0,3 X50% bis X90% [ KW] 18,2 14,3 3,9 Abbildung 11: p,v-diagramm der untersuchten M/A-Steuerzeiten im Referenzbetriebspunkt (X50% = 18,6 KW n. ZOT, λ = 1,57) Tabelle 2: Gegenüberstellung von M/A-Steuerzeiten im Referenzbetriebspunkt (X50% = 18,6 KW n. ZOT, λ = 1,57) Die Umsetzung der Kraftstoffmasse erfolgt im ersten Teil der Verbrennung (X5% bis X50%) gleich schnell, wobei im zweiten Teil (X50% bis X90%) eine Verlangsamung beim Miller-Verfahren beobachtet werden kann. 15

7.2 Ergebnisübersicht Über die durchgeführten Messreihen zeigen sich für Miller-Steuerzeiten überwiegend Vorteile gegenüber Atkinson im inneren Wirkungsgrad, ohne die NOx-Emissionen zu steigern (s. Abbildung 12). Die höheren Mitteldrücke bei gleichem Luftverhältnis führen zu einer anteilig geringeren Reibungsarbeit, sodass die Unterschiede im elektrischen Wirkungsgrad größer ausfallen (s. Abbildung 13). Im Vergleich zum Serienbetriebspunkt, der den wirkungsgradbesten Betriebspunkt unter Einhaltung des aktuellen NOx-Richtwerts und Motornennleistung darstellt, kann das Miller-Verfahren den Zielkonflikt zwischen ηi und NOx-Emissionen entschärfen, während Atkinson-Konfiguration im ηi-nox-optimalen Betriebspunkt ähnliche Werte aufweist. Aufgrund der Füllungsverluste ist jedoch, wie zu erwarten, keine Verbesserung im elektrischen Wirkungsgrad festzustellen. Um die Vorteile der Steigerung des inneren Wirkungsgrads auch effektiv nutzen zu können, sollen in weiteren Arbeiten gemisch- und füllungsoptimierende Maßnahmen ergriffen werden. Indizierer Wirkungsgrad [%] 38 37 36 35 34 Normierte NO x -Emissionen [%] Miller Atkinson Serie 0 50 100 150 200 250 300 Miller 24 Atkinson Serie 23 0 50 100 150 200 250 300 Normierte NO x -Emissionen [%] 27 26 25 Elektrischer Wirkungsgrad [%] Abbildung 12: Innerer Wirkungsgrad über normierte NO x-emissionen Abbildung 13: Elektrischer Wirkungsgrad über normierte NO x-emissionen Von den Referenzpunkten beider Verfahren ausgehend wurde ein Zündhaken durchgeführt, bei dem der Mitteldruck über eine Anpassung des Luftverhältnisses konstant gehalten wurde. Abbildung 14 zeigt Zündzeitpunkt und Massenumsatzpunkte (X5%, X50% und X90%) über dem Luftverhältnis. Unterhalb λ = 1,6 unterscheidet sich der Vorzündbedarf für eine gleiche Schwerpunktlage nur geringfügig, was auf gleich schnelle Verbrennung im ersten Teil schließen lässt. Der zweite Teil der Verbrennung läuft bei Miller- Steuerzeiten langsamer ab und wird für höhere Luftverhältnisse auch zunehmend verschleppt. Eine mögliche Erklärung ist ein niedrigeres Turbulenzniveau bei frühem Einlassschluss aufgrund der verlängerten Dissipationszeit, wie von Scheidt für einen aufgeladenen Motor mit proportional veränderlicher Ventilhubkurve beschrieben [3]. Dass 16

dennoch eine gleich schnelle erste Verbrennung beobachtet werden kann, soll im Rahmen zukünftiger 3D-CFD-Simulationen beleuchtet werden. In Abbildung 15 sind Luftverhältnis, NOx-Emissionen, Spitzendruck und innerer Wirkungsgrad über dem indizierten Mitteldruck bei einer dem Serienbetriebspunkt entsprechenden Verbrennungsschwerpunktlage aufgetragen. Zur Einstellung gleicher Mitteldrücke ermöglicht die Miller-Konfiguration einen Motorbetrieb mit magererem Gemisch. Die höhere Wärmekapazität der Zylinderladung wirkt der NOx-Bildung entgegen, obgleich sich um ca. 2 bar höhere Zylinderspitzendrücke einstellen. Die NOx-Bildung wird bei Atkinson hingegen durch die höhere Saugrohrtemperatur begünstigt. Für Miller-Steuerzeiten ergeben sich Vorteile im inneren Wirkungsgrad größer 0,5 %-Punkte mit der Ausnahme pmi < 5,3 bar, was auf die bei gleicher Verbrennungsschwerpunktlage erforderliche Ladungsverdünnung und der damit abnehmenden Verbrennungsstabilität bei λ = 1,7 zurückzuführen ist. l [-] Kolbennlage [ KW n. ZOT] 50 40 30 20 10 0-10 X90% X50% X5% ZZP -20 1,45 1,50 1,55 1,60 1,65 Luftverhältnis [-] Miller 10 Atkinson 96 h NO x [%] i [% ] 1200 Miller 10 800 Atkinson 96 400 0 37,0 36,5 36,0 35,5 5,0 5,3 5,6 5,9 6,2 6,5 p mi [bar] 1,8 1,6 1,4 1,2 39 37 35 33 l [-] p max [bar] Abbildung 14: Massenumsatzpunkte über dem Luftverhältnis der untersuchten Miller (pmi = 5,62 bar) und Atkinson- Steuerzeiten (pmi = 5,22 bar) Abbildung 15: Luftverhältnis, NOx- Emissionen, Spitzendruck und indizierter Wirkungsgrad über indiziertem Mitteldruck (X50% = 19 KW n. ZOT) 8 Gegenüberstellung von Experiment und Simulation Zwischen numerisch und experimentell bestimmten Größen konnten Abweichungen festgestellt werden, die vor allem eine Gegenüberstellung beider Verfahren aufgrund des abweichenden effektiven Verdichtungsverhältnisses erschweren. Es werden nachfolgend ausschließlich Abweichungen in den Referenzbetriebspunkten diskutiert. 17

Der numerischen Studie zur Untersuchung der M/A-Steuerzeiten wurde ein normierter Brennverlauf zugrunde gelegt, der anhand von Messdaten des Serienbetriebspunkts (Otto-Steuerzeiten) bestimmt wurde. Abbildung 16 zeigt die spezifische Brennrate über die Kolbenlage des Serienbetriebspunkts und der untersuchten Steuerzeiten. Bei gleichem Zündzeitpunkt und Luftverhältnis stellen sich vergleichbare Verbrennungsschwerpunktlagen ein (+/-0,4 KW). Zwischen Brennbeginn und ungefähr 10 KW nach ZOT verlaufen die Kurven fast deckungsgleich. Die Brennrate der Miller-Konfiguration eilt leicht voraus, um dann als erstes abzufallen. Der Spitzenwert ist gegenüber Atkinson geringfügig niedriger. Der Gradient verläuft mit zunehmender Kolbenlage flacher und führt im zweiten Teil der Verbrennung zu einer langsameren Kraftstoffumsetzung, wie bereits zuvor beschrieben. Im Vergleich zur Brennrate der Serienkurve weisen beide Verfahren in der Anfangsphase einen ähnlichen Verlauf auf, der mit fortschreitender Verbrennung jedoch verlangsamt wird. Werden berechneter und simulierter Saugrohrdruck über Kolbenlage gegenübergestellt, kann ein Phasenversatz zwischen beiden Verläufen sowie ein höheres gemessenes Gesamtdruckniveau festgestellt werden (s. Abbildung 17). Bei Miller-Steuerzeiten sind die Abweichungen in der Phasenlage ausgeprägter, da die Dauer in der die Druckwelle zwischen Einlassventil und Sammelplenum propagiert, länger ist. Spezifische Brennrate [1/ KW] 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00-15 0 15 30 45 60 Kolbenlage [ KW] Miller 10 Atkinson 96 Serie l = 1,57 ZZP = -8 KW Atkinson Miller Simulation Messung 10 mbar EÖ 0 90 180 270 360 450 540 630 720 Kolbenlage [ KW] ES ES Volllast n = 2450 1/min Saugrohrdruck [bar] Abbildung 16: Normierte Brennrate der M/Aund Seriensteuerzeiten (X50% = 18,6 KW n. ZOT, λ = 1,57) Abbildung 17: Gemessener und simulierter Saugrohrdruckverläufe der M/A-Steuerzeiten (X50% = 18,6 KW n. ZOT, λ = 1,57) Für das Ziel, Miller- und Atkinson-Zyklus bei gleichen effektiven Verdichtungsverhältnissen gegenüberzustellen, sind vor allem die Massen entscheidend. Die Abweichung 18

zwischen gemessenem und simuliertem Massenstrom beträgt für Miller- und Atkinson- Steuerzeiten 4 bzw. -2,2 %. Unter Berücksichtigung der bereits vorhandenen Abweichungen in effektiven Verdichtungsverhältnisses der Serie von Δεeff dyn = 0,27, ergeben plausible Unterschiede zur Serie für εeff dyn beim M/A-Zyklus von 0,45 bzw. -0,26. Der geringere Massenstrom bei höherem Ansaugdruckniveau im Falle der Atkinson- Steuerzeiten, wird beim Vergleich von Saugrohr- und Zylinderdruckverlauf während dem Ansaugen ersichtlich (s. Abbildung 18). Der Zylinderdruck fällt dabei auf ein niedrigeres Druckniveau ab, was auf einen zu hohen berechneten Druckverlust schließen lässt. Aufgrund der geringeren Druckdifferenz zwischen Saug- und Zylinderdruck tritt der Schnittpunkt beider Verläufe früher auf, sodass Rückströmen ebenfalls verfrüht einsetzt. Es ist zu berücksichtigen, dass die bauraumbegründete Entfernung des Ansaugdrucksensors zum Einlassventil einen zeitlichen Versatz vom Schnittpunkt beider Größen und dem Beginn des Rückströmens verursacht. Der räumlichen Entfernung wurde für die Messstelle im Modell Rechnung getragen. Zylinder-/ Saugrohrdruck [bar] 1,1 1,0 0,9 p Ans Simulation Messung p Zyl 3,0 0,8 1,5 Rückströmen 0,7 (1D-CFD) 0 300 360 420 480 540 600 660 Kolbenlage [ KW] 9,0 7,5 6,0 4,5 Einlassventilhub [mm] Abbildung 18: Gemessener und berechneter Zylinder- und Saugrohrdruck über Kolbenlage für Atkinson-Steuerzeiten im Referenzbetriebspunkt Die Abweichungen zwischen Simulation und Experiment sind auf die getroffenen Vereinfachungen bei der Modellerstellung zurückzuführen. Daher werden dem Modell bei der Berechnung veränderter Einlass-Steuerzeiten (trotz umfangreicher Abstimmung) Grenzen in der Genauigkeit gesetzt. 19

9. Zusammenfassung und Ausblick Miller- und Atkinson-Steuerzeiten wurden als Teilmaßnahme eines alternativen Brennverfahrens für einen gemischansaugenden Einzylinder-Gasmotor untersucht. Für einen repräsentativen Vergleich beider Verfahren wurde ein konstantes effektives Verdichtungsverhältnis unter Berücksichtigung gasdynamischer Effekte εeff dyn angestrebt. Der angewendete Ansatz weist Analogien zur Bestimmung der Kompressionsverluste bei der Verlustanalyse auf, wird jedoch zur Berechnung von εeff dyn, nicht bis UT sondern bis zum Erreichen des Umgebungsdrucks und dem hier eingeführten effektiven UT ausgeführt. Bestimmt man beispielsweise das εeff dyn der nahezu füllungsoptimalen Serienkonfiguration (Otto), so ergibt sich mit diesem Ansatz ein effektives Volumen größer als VUT. Die Ergebnisse einer 1D-Studie zeigen für M/A-Steuerzeiten gleichen effektiven Verdichtungsverhältnisses einen verbesserten indizierten Kraftstoffverbrauch. Für ein gleiches Expansions-Kompressions-Verhältnis (ECR = 1,15) sind die Vorteile bei Miller- Steuerzeiten um 1,3 g/kwh ausgeprägter, wobei gegenüber der Serie eine Reduktion von 4 g/kwh erreicht wird. Die Aufschlüsselung der Verluste im Ladungswechsel zeigt, dass sich die bei spätem Einlassschluss auftretenden Kompressionsverluste ΔηKomp = 0,27 % als Begründung für den unterschiedlichen Kraftstoffverbrauch zurückführen lassen. Der kohärente Zylinderdruckverlauf im Hochdruckteil beider Verfahren (ECR = 1,15) bekräftigt diese Aussage und zeigt zugleich die Gültigkeit der angewendeten Methode zur Bestimmung des effektiven Verdichtungsverhältnisses für den verwendeten Versuchsträger. Zur Untersuchung am ausgeführten Motor mit Tassenstößel kann die Umsetzung der Atkinson-Steuerzeiten mit geringem Aufwand durch Auffüllen der Nockenkontur erfolgen. Beim Miller-Verfahren hingegen ist bei den konstruktiven Gegebenheiten eine konkave Nockenform notwendig, die einen balligen Nockenfolger voraussetzt. Die Vorteile des Miller- gegenüber des Atkinson-Verfahrens werden experimentell bestätigt, ergeben sich allerdings auch als Folge eines für die Miller-Konfiguration besseren Liefergrads und daher höheren effektiven Verdichtungsverhältnisses. Beim Atkinson- Zyklus hingegen ist die Zylinderladung niedriger, sodass εeff dyn den Serienwert unterschreitet. Als Gründe können Abweichungen zwischen Simulation und Experiment genannt werden. Zur Angleichung des effektiven Verdichtungsverhältnisses wird die Fertigung und Untersuchung weiterer Nockenprofile in Betracht gezogen. Der Zielkonflikt zwischen NOx-Emissionen und innerem Wirkungsgrad fällt für den frühen Einlassschluss besser aus. Gegenüber dem Serienpunkt kann der Zielkonflikt entschärft werden. Um diesen Vorteil auch effektiv nutzen zu können, sollen Maßnahmen 20

zur Leistungsanhebung wie Ladungswechseloptimierung und eine verbesserte Gemischstrategie ergriffen werden. Die Autoren bedanken sich für die Förderung und Koordination des Forschungsvorhabens durch das Bundesministerium für Bildung und Forschung und den Projektträger Jülich. Ferner möchten die Autoren Ihren Dank der AVL List GmbH aussprechen, für die umfangreiche Unterstützung mit den Simulationsprogrammen BOOST und EXCITE. 10 Literaturverzeichnis [1] Verordnung (EU) Nr. 813/2013 der Kommission zur Durchführung der Richtlinie 2009/125/EG des Europäischen Parlaments und des Rates im Hinblick auf die Festlegung von Anforderungen an die umweltgerechte Gestaltung von Raumheizgeräten und Kombiheizgeräten, Amtsblatt der Europäischen Union, Brüssel, 2013. [2] Kettner, M.: Experimentelle und numerische Untersuchungen zur Optimierung der Entflammung von mageren Gemischen bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung, Dissertation, Universität Karlsruhe (TH), 2006. [3] Scheidt, M.; Brands, C.; Kratzsch, M.; Günther, M.: Kombinierte Miller-Atkinson-Strategie für Downsizing-Konzepte, MTZ 05/2014 Jahrgang 75, 2014. [4] Riess, M.; Benz, A.; Wöbke, M.; Sens, M.: Einlassseitige Ventilhubstrategien zur Turbulenzerzeugung, MTZ 07-08/2013 Jahrgang 75, 2013. [5] Bauer, M.; Auer, M.; Stiesch, G.: Das Brennverfahren des Gasmotors 20V35/44G von MAN, MTZ 04/2013 Jahrgang 74, 2013. [6] Fuchs, J.; Leitner, A.; Tinschmann, G.; Trapp, C.: Konzept für direkt gezündete Gross-Gasmotoren, MTZ 05/2013 Jahrgang 74, 2013. [7] Martins, J.; Uzuneanu, K.; Ribeiro B. S.; Jasansky, O.: Thermodynamic Analysis of an Over-Expanded Engine, SAE Technical Paper 2004-01-0617, 2004. [8] Heywood, J. B.: Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill, 1988. [9] Haas, S: Experimentelle und theoretische Untersuchung homogener und teilhomogener Dieselbrennverfahren, Dissertation, Universität Stuttgart, 2007. 21

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