numerische und experimentelle untersuchungen zu miller ... · otto- und miller/atkinson-zyklus im...

Ladungswechsel im Verbrennungsmotor 2014

7. MTZ-Fachtagung

1

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

Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten

bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär

betriebenen gemischansaugenden Gasmotors

2

Kurzfassung

Die zukünftige Verschärfung der Emissionsgesetzgebung für erdgasbetriebene Block-

heizkraftwerke verlangt nach neuen Ansätzen in der Brennverfahrensentwicklung. Im

kleineren Leistungsbereich werden derzeit hohe Wirkungsgrade und niedrige NOx-Emis-

sionen durch homogen magerbetriebene Erdgasmotoren erreicht. Zwar können zukünf-

tige NOx-Grenzwerte mit Erhöhung der Ladungsverdünnung eingehalten werden, jedoch

stehen dieser Maßnahme Wirkungsgradeinbußen aufgrund einer verschleppten Verbren-

nung gegenüber.

Im Rahmen dieser Arbeit wurden ein frühes und ein spätes Einlassschließen (Miller- bzw.

Atkinson-Steuerzeiten) als Volllastkonzept für einen gemischansaugenden stationär be-

triebenen Gasmotor untersucht. Hierbei erfolgte die Gegenüberstellung beider Einlass-

schluss-Strategien, um diese zukünftig als Teilmaßnahme eines alternativen Brennver-

fahrens umzusetzen. Die Kombination dieser Einzelmaßnahmen soll zur Entschärfung

des Zielkonflikts zwischen Wirkungsgrad, NOx-Emissionen und Mitteldruck bei ge-

mischansaugenden Gasmotoren beitragen.

Ausgehend von nahezu füllungsoptimierten Seriensteuerzeiten (Otto-Brennverfahren)

wurde im Zuge einer numerischen Studie eine Variation des Einlassschließens in Rich-

tung früh und spät durchgeführt. Das effektive Verdichtungsverhältnis wurde unter Be-

rücksichtigung gasdynamischer Effekte konstant gehalten. Für ein angepasstes effektives

Verdichtungsverhältnis und ein unverändertes Auslassöffnen ergeben sich indizierte Ver-

brauchsvorteile, die sich durch eine im Verhältnis zur Kompression größere Expansion

begründen lassen. Die Extreme beider Einlassschluss-Strategien mit gleichem Expansi-

ons-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-Ver-

hältnisses oder veränderter Quetschflächen ausgeschlossen werden. Für das Miller-Ver-

fahren 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 Kraftstoffver-

brauch und Emissionen standen die Analyse des Ladungswechsels sowie des Brennver-

haltens im Fokus der Untersuchungen.




3

1 Einleitung

Die dezentrale Stromversorgung hat in den vergangenen Jahren in Deutschland zuneh-

mend an Bedeutung gewonnen. Das in 2012 novellierte Gesetz zur Kraft-Wärme-Kopp-

lung (KWK) hat das Ziel, bis 2020 den Stromanteil aus KWK-Anlagen auf 25 % zu er-

höhen. Besonders im kleinen Leistungsbereich (Pel ≤ 50 kW) ist mit einer steigenden

Anzahl an Blockheizkraftwerken zu rechnen, in denen überwiegend Gasmotoren Ver-

wendung finden. Diese werden zur Erzielung hoher Wirkungsgrade bei gleichzeitig ge-

ringen NOx-Emissionen häufig mit homogen magerem Luft-Kraftstoff-Gemisch betrie-

ben. In Anbetracht der Verschärfung der Emissionsgesetzgebung in 2018 [1] ist eine

Einhaltung zukünftiger NOx-Grenzwerte durch weitere Ladungsverdünnung möglich. Al-

lerdings führt diese zu einer zunehmend verschleppten Verbrennung und weiteren Ent-

fernung vom Gleichraumprozess, sodass der Wirkungsgradvorteil gegenüber dem stöch-

iometrischen Betrieb abfällt [2]. Beim gemischansaugenden Motor bewirkt der geringere

Kraftstoffanteil zudem eine Reduzierung im Mitteldruck, was die anteiligen Reibungs-

verluste erhöht.

Zur Entschärfung des Zielkonflikts zwischen NOx-Emissionen, Wirkungsgrad und Mit-

teldruck wird ein alternatives Brennverfahren untersucht, bei dem der homogene Mager-

betrieb um Miller- bzw. Atkinson-Steuerzeiten erweitert wird. Der Abfall in Liefergrad

bzw. Leistung soll durch eine Kombination aus Ladungswechseloptimierung und Ge-

mischstrategie kompensiert werden.

Die vorliegende Arbeit beschreibt den ersten Projektabschnitt, in dem beide Einlass-

schluss-Strategien für eine mögliche Anwendung im Saugmotor gegenübergestellt wer-

den. Zunächst erfolgt eine numerische Studie unter Verwendung der eindimensionalen

Motorprozessrechnung AVL BOOST, mit der die zielführenden Konfigurationen be-

stimmt werden. Anschließend werden ausgewählte Steuerzeiten am Prüfstandsmotor un-

tersucht.

2 Miller/Atkinson-Steuerzeiten

Die Steigerung des motorischen Wirkungsgrads durch ein frühes bzw. spätes Einlass-

schließen (Miller-/Atkinson-Steuerzeiten) wird in der Automobilindustrie zur Reduzie-

rung der Drosselverluste im Teillastbetrieb und bei stationären Großmotoren in aufgela-

dener Ausführung als Volllaststrategie verfolgt [3, 4, 5, 6]. Die sich ergebenden

Füllungsverluste sind bei der Teillaststrategie erwünscht und werden bei der Volllast-

strategie über eine Erhöhung des Ladedrucks des Abgasturboladers kompensiert.




4

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 Kom-

pressions- bzw. Expansionsverhältnis ɛgeo Otto bezeichnet werden. Es berechnet sich aus

den Volumina in UT (VUT) und OT (VOT):

ɛ𝐾 𝑂𝑡𝑡𝑜 = ɛ𝐸 𝑂𝑡𝑡𝑜 = ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑂𝑡𝑡𝑜 =𝑉𝑈𝑇

𝑉𝑂𝑇 (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)).

ɛ𝐾 𝑀/𝐴 =𝑉𝐸𝑆 𝑀/𝐴

𝑉𝑂𝑇 𝑀/𝐴 (2) ɛ𝐸 𝑀/𝐴 =

𝑉𝑈𝑇 𝑀/𝐴

𝑉𝑂𝑇 𝑀/𝐴= ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑀/𝐴 (3)

Bei gleichbleibendem Kompressionsverhältnis vergrößert sich das Verhältnis von Expan-

sion zu Kompression (expansion compression ratio - ECR). ECR stellt einen charakteris-

tischen Parameter des M/A-Verfahrens dar [7, 8] und ist für den idealen Prozess wie folgt

definiert:

𝐸𝐶𝑅𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙 =ɛ𝐸 𝑀/𝐴

ɛ𝐾 𝑀/𝐴=

ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑀/𝐴

ɛ𝐾 𝑀/𝐴 (4)




5

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. Ab-

bildung 1). Setzt man eine zur Füllung proportional abnehmende eingebrachte Wärme-

menge Q voraus, verringert sich jedoch die Expansionsarbeit (grau hervorgehoben), so-

dass 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, so-

dass 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 verrin-

gerten Kompressionsenddrucks äußert, wurde in Abbildung 1 vernachlässigt.

Abbildung 1: Idealisiertes p,V-Diagramm von

Otto- und Miller/Atkinson-Zyklus im Ver-

gleich (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

p

V

Otto-Zyklus

M/A-Zyklus

VOT M/A

VOT

VES M/A

VUT

VUT M/A

M/A Zyklus

QM/A = QOtto (λM/A < λOtto)

QM/A < QOtto (λM/A = λOtto)

Q

VUT VUT M/A

VOT M/A VTDC

M/A-ZyklusOtto-Zyklus

VOT




6

durch eine Erhöhung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses entgegengewirkt wer-

den. Ein repräsentativer Vergleich beider ES-Strategien setzt ein gleiches effektives Ver-

dichtungsverhältnis 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:

ɛ𝑒𝑓𝑓 𝑔𝑒𝑜 =𝑉𝐸𝑆

𝑉𝑂𝑇 (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 Bestim-

mung von ɛeff dyn [10, 11].

Das in dieser Arbeit angewendete Verfahren soll anhand des p-V-Diagramms des Serien-

betriebspunkts 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 ent-

gegengesetzte 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 zurückgerech-

net 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 erfor-

derliche Volumen, das notwendig ist, um den Zylinderdruck bei ES pES ohne den Einfluss

von gasdynamischen Effekten zu erhalten.

𝑉𝑈𝑇 𝑒𝑓𝑓 = 𝑉𝐸𝑆 (𝑝𝐸𝑆

𝑝𝑈𝑚𝑔)

1𝑛

(6)

Es wird deutlich, dass sich im diskutierten Beispiel (s. Abbildung 3) der anhand der po-

lytropen Zustandsänderung berechnete Druck im geometrischen UT oberhalb des Umge-

bungsdruckniveaus befindet. Somit stellt VUT eff ein fiktives Volumen dar, das jenseits des

geometrischen UT liegt. Zur Bestimmung von VUT eff wurde die Veränderung des Poly-

tropenexponenten 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.




7

Mit der Bestimmung von VUT eff folgt die Berechnung des effektiven Verdichtungsver-

hältnisses unter der Berücksichtigung gasdynamischer Effekte ɛeff dyn zu Gl.(7):

ɛ𝑒𝑓𝑓 𝑑𝑦𝑛 =𝑉𝑈𝑇 𝑒𝑓𝑓

𝑉𝑂𝑇

(7)

Neben der Bestimmung von ɛeff dyn hilft die polytrope Zustandsänderung, Nachladeeffekt

und Rückströmen zu veranschaulichen. Der Nachladeeffekt äußert sich durch einen stei-

len Druckanstieg um UT. Diesem folgt ein Rückströmen, das aufgrund der nahezu fül-

lungsoptimal 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 vorlie-

genden Zylindervolumen entspricht, der sich am Schnittpunkt des Kompressionsverlaufs

mit dem Umgebungsdrucks pUmg ergibt.

Abbildung 3: Vergrößerter Ausschnitt des simulierten p,V-Diagramms des Serienbetriebs-

punkts

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.

pamb

Zylin

de

rdru

ck

Zylindervolumen

ES

VUT geo

Zylinderdruck Polytrope Zustandsänderung

VUT eff

Nachlade-effekt

pUmg

pES

Ende Nachladeeffekt

Rück-strömen

Kompression

n = konst.




8

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-Erd-

gasmotor weist ein geometrisches Verdichtungsverhältnis von εgeo = 13,2 sowie ein Hub-

volumen von 578 cm³ auf. Neben Hochdruckindizierung wurde das Aggregat mit Nieder-

druckindizierung sowie diversen Temperaturmessstellen ansaug- und abgasseitig

versehen. Das System wurde in ein detailliertes 1D-CFD-Modell in AVL BOOST über-

führt (s. Abbildung 4).

Tabelle 1: Technische Daten des Versuchsträ-

gers

Abbildung 4: Erstellungsprozess des 1D-Mo-

dells in AVL BOOST

Dem Modell wurden geometrische Größen des Zylinders sowie des Ansaug- und Abgas-

trakts 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 Serienbetriebs-

punkts bestimmt wurde. Zur Berechnung des Wandwärmeübergangs wurde ein Modell

nach Woschni [18] verwendet. Die Temperaturniveaus im Brennraum und weiterer Kom-

ponenten wurden als konstant angenommen. Gleiches gilt für die brennraumtemperatur-

abhängigen Größen Ventilspiel und Reibmitteldruck. Das 1D-Modell wurde für den Se-

rienbetriebspunkt abgestimmt und anhand weiterer Betriebspunkte validiert. Neben den

kurbelwinkelaufgelösten Größen fanden beim Modellabgleich bzw. der Validierung sta-

tische Werte wie Druck, Temperatur und Massenströme Berücksichtigung.

Motortyp SenerTec Dachs G5.5

Kraftstoff Erdgas

Zylinder 1

Nenndrehzahl 2450 1/min

Verdichtungsverhältnis

(geometrisch)13,2:1

Bohrung/Hub 1,01

Hubvolumen 578 cm³

Ventile 2

Zündung VorkammerzündkerzeKolbenlage [°KW]

0 180 360 540 720

Messung Simulation

Dpmi = 0,6 %Dbi = -1,4 %Dm = 0,0003 %

.

Volllastn = 2450 1/min

EÖ ES

Zylindervolumen Serie [cm³]

0 100 200 300 400 500 600 700

Experiment Simulation

DIMEP = 0.6 %DISFC = -1.4 %DNOx = 8.2 %Dm = 0.0003 %

.

Open trottle at 2450 rev/min

pZ

yl_

Exp

[b

ar]

1

1

1

1

1

1

1

1

Cylinder volume [cm³]

0 100 200 300 400 500 600 700

Experiment Simulation

DIMEP = 0.6 %DISFC = -1.4 %DNOx = 8.2 %Dm = 0.0003 %

.

Open trottle at 2450 rev/min

06.09.2014

pEinlass

gemessen

Eingabe

• Normierter

Brennverlauf

• Motorgeometrie

• Wandtemperaturen

• …

Versuchsträger Numerisches Modell

pEinlass

berechnet

E1

R12

R527

C1

26

31

24

32

SB1

1CAT1

2

PL1

PL2

PL3

3

PP1

PP2

4

PP3

5

PP4

6

R17

R2

8

SB2

9

PL4

PL5

PL6

10

11 1213

14 15

16

17

MP1

MP2

MP3

MP4R3

18

19

20

MP5

R4

MP6

J1

J2

21

22

J323

PER1

25

R62928 30

CO1

J4

33

J5

34

35

PL7

PL8

36

MP7

PL11

PL9

R7

37

R8

R9

41

38

MP8

MP9

MP10

MP11

MP12

PL10

39

R10

40

MP13

I1

R11

J6

TH1

42

43

R13

44

R14

MP14

CO2

45

MP15

PID1




9

5 Numerische 1D-Studie

Der Einfluss von M/A-Steuerzeiten wurde im ersten Schritt numerisch untersucht. Ver-

schiedene 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 Rest-

gasgehalt 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-Steuerzei-

ten eine erhöhte Beschleunigung des Einlassventils hervorruft. Die erforderliche Feder-

kraft, 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).

Abbildung 5: Untersuchte Einlassventilhub-

kurven

Abbildung 6: Liefergrad und ECR über Ein-

lassschluss (εeff dyn = 13,27, λ = 1,57)

Die Definition beider Verfahren ist in der Literatur inkonsistent und wurde gemäß frühe-

rer Arbeiten [12, 13] festgelegt. Folglich wird ein ES als Miller- oder Atkinson-Verfahren

bezeichnet, bei denen die charakteristischen Erscheinungen wie Zwischenexpansion wäh-

rend 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 unter-

sucht.

Verluste im Liefergrad ergeben sich bei Atkinson-Steuerzeiten durch das Rückströmen

(s. Abbildung 6), bei Miller-Steuerzeiten durch die verkürzte Ansaugphase. Das effektive

l = 1.57

Lie

ferg

rad

[-]

0,60

0,65

0,70

0,75

0,80

Einlassschluss [°KW n. UT]

-20 0 20 40 60 80 100

AtkinsonMiller

ECR = 1,00Serie

1,001,01

1,04

1,07

1,12

1,15

1,12

1,15

Otto

Ein

lassve

ntilh

ub

[m

m]

0

1,5

3,0

4.5

6,0

7,5

9,0

Kolbenlage [°KW]

300 360 420 480 540 600 660 720

UT Serie

Miller

Atkinson

ES = 50-96°KWnach UT

ES = 5-10°KWvor UT

l = 1.57

Lie

ferg

rad

[-]

0,60

0,65

0,70

0,75

0,80


-20 0 20 40 60 80 100

AtkinsonMiller

ECR = 1,00Serie

1,001,01

1,04

1,07

1,12

1,15

1,12

1,15

Otto

Ein

lassve

ntilh

ub

[m

m]

0

1,5

3,0

4.5

6,0

7,5

9,0

Kolbenlage [°KW]

300 360 420 480 540 600 660 720

UT Serie

Miller

Atkinson

ES = 50-96°KWnach UT

ES = 5-10°KWvor UT




10

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 Steu-

erzeiten mit einer Toleranz von +/- 0,02 % angeglichen. Als Folge erhöht sich das Ex-

pansion-Kompressions-Verhältnis ECR, das in Abbildung 6 zusammen mit dem Liefer-

grad über den Einlassschluss aufgetragen ist.

Die eingangs getroffene Annahme, dass eine der Serie entsprechende Ventilüberschnei-

dung 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 Lie-

fergrad und pmi (bei konstantem Luftverhältnis und Verbrennungsschwerpunktlage) fällt

die Last mit zunehmender Entfernung vom Serien-ES. Bei gleichem Expansions-Kom-

pressions-Verhältnis ECR = 1,15 wird für Miller-Steuerzeiten ein geringfügig höherer pmi

festgestellt. Unabhängig von der ES-Strategie kann für steigende ECR der innere spezi-

fische 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 Einlass-

temperatur 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 Ver-

weildauer 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 Ver-

fahren 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-Ein-

lassschluss 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 Ventil-

hubkurve bei Miller-Steuerzeiten steiler und reduziert die erforderliche Arbeit, um das

Gemisch anzusaugen. Dies wird zudem durch die einlassseitig veränderten Druckpulsa-

tionen 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




11

durch das noch relativ weit geöffnete Einlassventil in UT zu erklären ist. Dieses führt

zugleich zum charakteristischen Rückströmen, das maßgebend für den niedrigeren Wir-

kungsgrad ist. Im Niederdruckanteil des indizierten Mitteldrucks pmi ND ist dieser jedoch

nicht ersichtlich, was auf die angewendete UT-UT-Methode zurückzuführen ist. Zur Be-

urteilung 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 Verdichtungsver-

hältnisses und Auslassöffnens sowie der Annahme eines gleichen normierten Brennver-

laufs ergibt sich für beide Steuerzeiten der gleiche Expansionsverlust ΔηExp. Der Kom-

pressionsverlust ΔηKomp, dem nur bei ES nach UT Rechnung getragen werden muss,

bewirkt einen Verlust im Wirkungsgrad von 0,27 %-Punkten. Dies entspricht einem Ver-

lust 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.

Abbildung 7: Innerer spezifischer Kraftstoff-

verbrauch und Einlasstemperatur über Ein-

lassschluss

Abbildung 8: Miller- und Atkinson-Steuerzei-

ten 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

l = 1.57

BS

FC

[g

/kW

h]

245

247

249

251

253

No

rma

lise

d N

Ox in

p

pm

[%

]

62.5

72.5

82.5

92.5

102.5

bi [

g/k

Wh

]

202,0

203,5

205,0

206,5

208,0

Tm

ax [

K]

1840

1855

1870

1885

1900

IVC [°CA ABDC]

-20 0 20 40 60 80 100

202

203

204

205

206

203,7

205,0

248

249

250

251

252

249.2

251.3

TS

augro

hr [K

]

330

340

350

360

370


-20 0 20 40 60 80 100

1850

1852

1854

1856

18581856.5

1853.8

60.0

62.5

65.0

67.5

70.068.7

65.7

320

330

340

350

360

333,3

352,4

Zylin

de

rdru

ck [

ba

r]

0

10

20

30

40

Zylindervolumen [cm³]

0 100 200 300 400 500 600 700

Atkinson 96° Miller 10°

pmi ND [bar] DhExp [%] DhKomp [%]

Miller 10° 0,44 0,37 0,00

Atkinson 96° 0,44 0,37 0,27

pm

i [b

ar]

5,3

5,6

5,9

6,2

6,5

Atkinson

Miller

Serie

DVentilhubDpEinlass

Rückström-verluste

UTOTZwischenexpansion

5,2

5,3

5,4

5,5

5,6

5,475,43

l = 1.57

BS

FC

[g

/kW

h]

245

247

249

251

253

No

rma

lise

d N

Ox in

p

pm

[%

]

62.5

72.5

82.5

92.5

102.5

bi [

g/k

Wh

]

202,0

203,5

205,0

206,5

208,0

Tm

ax [

K]

1840

1855

1870

1885

1900

IVC [°CA ABDC]

-20 0 20 40 60 80 100

202

203

204

205

206

203,7

205,0

248

249

250

251

252

249.2

251.3

TS

augro

hr [K

]

330

340

350

360

370


-20 0 20 40 60 80 100

1850

1852

1854

1856

18581856.5

1853.8

60.0

62.5

65.0

67.5

70.068.7

65.7

320

330

340

350

360

333,3

352,4

Zylin

de

rdru

ck [

ba

r]

0

10

20

30

40

Zylindervolumen [cm³]

0 100 200 300 400 500 600 700

Atkinson 96° Miller 10°

pmi ND [bar] DhExp [%] DhKomp [%]

Miller 10° 0,44 0,37 0,00

Atkinson 96° 0,44 0,37 0,27

pm

i [b

ar]

5,3

5,6

5,9

6,2

6,5

Atkinson

Miller

Serie

DVentilhubDpEinlass

Rückström-verluste

UTOTZwischenexpansion

5,2

5,3

5,4

5,5

5,6

5,475,43




12

ECR = 1,15 umgesetzt werden sollen. Daher werden die in Abbildung 8 dargestellten Be-

triebspunkte im Folgenden als Referenzbetriebspunkte der jeweiligen Steuerzeiten be-

zeichnet.

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 Einzel-

massen zerlegt und diese über Feder- und Dämpfungselemente, die den Steifigkeiten der

Bauteile und deren Dämpfungseigenschaften entsprechen, sowie Lager und Gelenke mit-

einander gekoppelt. Es werden Drehzahl, Geometrien und Nockenerhebungskurve zuge-

wiesen. Das numerische Entwicklungswerkzeug berechnet das dynamische Systemver-

halten 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.

Abbildung 9: Ventiltriebsauslegung mit der Mehrkörpersimulation AVL EXCITE

Die ausgewählten Atkinson-Steuerzeiten weisen im Vergleich zur Serie eine deutlich fla-

chere Ventilhubkurve auf. Es ergibt sich eine niedrigere Stößelgeschwindigkeit und Be-

Nockenlage [°NW]

0 60 120 180

Hert

z's

che P

ressung [

%]

0

25

50

75

100

125

He

rtzsch

e P

ressu

ng

[N

/mm²]

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

X - Atkinson96 (deg) (mm)

360 420 480 540

Serie Atkinson 96° Miller 10°

Stöß

elg

eschw

indig

keit [

%]

-150

-75

0

75

150


He

rtzsch

e P

ressu

ng

[N

/mm²]

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

X - Atkinson96 (deg) (mm)

360 420 480 540


Eingabe

• Massen

• Steifigkeiten

• Drehzahl

• …

Ausgabe

• Nockenprofil

• System-

verhalten

• …

1Schmierstoff

2Stoessel

3

Baugruppe 1

4

Untere Haelfte Ventilschaft

5

Ventilfeder

6

Nockenwelle

R

7NRFV

8

Nockenwellensteifigkeit

9

Rotational Excitation

10Nockenprofil




13

schleunigung, die sich durch eine geringere Bauteilbelastung äußert. Bei Miller-Steuer-

zeiten 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 ma-

ximalem Ventilhubs, ist es nicht nur erforderlich Material abzutragen sondern die No-

ckenkontur konkav auszuführen. Dies setzt einen balligen Nockenfolger voraus. Um ein

mögliches Verdrehen des Tassenstößels im Motorbetrieb zu verhindern, wurde der No-

ckenfolger mit einem Überstand versehen. Die Führung ist über eine Aussparung im Zy-

linderkopf umgesetzt (s. Abbildung 10).

Abbildung 10: Nockenprofile der Serie, Miller 10° und Atkinson 96°-Steuerzeiten (links), Mil-

ler-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 ermög-

licht die Einflüsse auf die Verbrennung bedingt durch die Ladungsbewegung ausschließ-

lich der jeweiligen ES-Strategie zuzuordnen.

7 Experimentelle Untersuchungen

Die Motorversuche erfolgten unter Volllast bei einer konstanten Drehzahl von

2450 1/min. Dabei wurden Ansaugdruck und -temperatur konditioniert. Der Umgebungs-

druck war bei allen Versuchen auf gleichem Niveau. Die Messung der Abgaskonzentra-

y-K

oord

inate

[m

m]

-20

-10

0

10

20

30

x-Koordinate [mm]

-20 -10 0 10 20

Grundkreis Serie Miller 10° Atkinson 96°

y-K

oo

rdin

ate

be

zo

ge

n a

uf

Ko

ord

ina

ten

urs

pru

ng

[m

m]

-20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

x-Koordinate bezogen auf Koordinatenursprung [mm]

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25

Grundkreis Serie Miller 10° Atkinson 96°

Aussparung für

Nockenfolger

Überstand gegen

Verdrehung

balliger

Nockenfolger




14

tion wurde mittels einer Abgasmessanlage von ABB durchgeführt (AO2000). Die An-

gabe 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 Niederdruckda-

ten 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 Nullpunkt-

korrektur 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 inner-

motorische 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 Kompressions-

phase bestimmt werden und folgt zu εeff dyn = 13,98 (s. Abbildung 11). Atkinson-Steuer-

zeiten 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 ober-

halb 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 Beibe-

haltung 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 die-

ser mit gängigen Werten für magerbetriebene Gasmotoren mit n = 1,375/1,395 angenom-

men. Das effektive Verdichtungsverhältnis der Atkinson-Konfiguration ergibt sich in die-

sen 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.




15

In Tabelle 2 sind die Betriebsdaten der Referenzbetriebspunkte der M/A-Steuerzeiten auf-

gelistet. 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 verhältnis-

mäßig 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 ge-

ringfügig. Das bei Miller-Steuerzeiten höhere Druckniveau lässt auf eine heißere Ver-

brennung schließen, die sich in höheren NOx-Emissionen äußert, obgleich die Ansaug-

temperatur beim Atkinson-Verfahren über 11 K höher ist. THC-Emissionen und

zyklische Schwankungen unterscheiden sich nur geringfügig.

Abbildung 11: p,V-Diagramm der untersuch-

ten M/A-Steuerzeiten im Referenzbetriebs-

punkt (X50% = 18,6 °KW n. ZOT, λ = 1,57)

Tabelle 2: Gegenüberstellung von M/A-Steu-

erzeiten 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.

Lambda = 1,57CA50 = 19°KW n. ZOTM10 MP1A96 MP1

Messung 12.05.2014M1-MillersteuerzeitendQ/dB=0 80-60°KW v. ZOT

Messung 13.05.2014M1-AtkinsonsteuerzeitendQ/dB=0 80-60°KW v. ZOT

ES=342,6 cm³ Atkinson

Miller Atkinson Serie

ES 10°KW v.UT / 616,5 cm³ 96°KW n.UT / 342,6 cm³ 44°KW v.UT

AÖ 118°KW n. ZOT / 499,9 cm³ 118°KW n. ZOT / 499,9 cm³

AS 24°KW n. LOT / 72,7 cm³ 24°KW n. LOT / 72,7 cm³

Zylin

de

rdru

ck [

ba

r]

0

10

20

30

40

50

Zylindervolumen [cm3]

0 100 200 300 400 500 600 700

Miller 10° Atkinson 96°

ESAtkinson

pUmg

VUT eff A96

n = var.

n = 1,375

n = 1,395

pUmg

VUT eff M10

Polytrope

A9

6_

Dru

ck_

Po

ly_

ZA

E n

=1

,36

[b

ar]

0.8

1.0

1.2

1.4

1.6

1.8

2.0

Zylindervolumen_Poly_ZAE [cm³]

300 350 400 450 500 550 600 650

Größe Miller 10° Atkinson 96° Abweichung Δ

εeff dyn [-] 13,98 13,27 0,71

ηi [%] 36,60 35,85 0,75

NOx [%] 98,50 82,05 16,45

THC [%] 92,16 92,73 -0,57

pmax [bar] 37,41 33,84 3,56

σpmi [bar] 0,04 0,03 0,01

pmi [bar] 5,61 5,22 0,40

pmi ND [bar] -0,48 -0,47 -0,01

ΔηExp [%] 0,14 0,11 0,03

ΔηKomp [%] 0 0,28 -0,28

TSaugrohr [K] 330,4 341,4 -11,1

ṁGemisch [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




16

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 Wir-

kungsgrad größer ausfallen (s. Abbildung 13).

Im Vergleich zum Serienbetriebspunkt, der den wirkungsgradbesten Betriebspunkt unter

Einhaltung des aktuellen NOx-Richtwerts und Motornennleistung darstellt, kann das Mil-

ler-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.

Abbildung 12: Innerer Wirkungsgrad über

normierte NOx-Emissionen

Abbildung 13: Elektrischer Wirkungsgrad

über normierte NOx-Emissionen

Von den Referenzpunkten beider Verfahren ausgehend wurde ein Zündhaken durchge-

führt, bei dem der Mitteldruck über eine Anpassung des Luftverhältnisses konstant ge-

halten wurde. Abbildung 14 zeigt Zündzeitpunkt und Massenumsatzpunkte (X5%, X50%

und X90%) über dem Luftverhältnis. Unterhalb λ = 1,6 unterscheidet sich der Vorzünd-

bedarf für eine gleiche Schwerpunktlage nur geringfügig, was auf gleich schnelle Ver-

brennung im ersten Teil schließen lässt. Der zweite Teil der Verbrennung läuft bei Miller-

Steuerzeiten langsamer ab und wird für höhere Luftverhältnisse auch zunehmend ver-

schleppt. Eine mögliche Erklärung ist ein niedrigeres Turbulenzniveau bei frühem Ein-

lassschluss aufgrund der verlängerten Dissipationszeit, wie von Scheidt für einen aufge-

ladenen Motor mit proportional veränderlicher Ventilhubkurve beschrieben [3]. Dass

Ele

ktr

isch

er

Wirku

ng

sg

rad

[%

]23

24

25

26

27

Normierte NOx-Emissionen [%]

0 50 100 150 200 250 300


Ind

izie

rer

Wirku

ng

sg

rad

[%

]

34

35

36

37

38


0 50 100 150 200 250 300


CO

Vpm

i

0.3

0.5

0.7

0.9

1.1

1.3

NOx (bei 5% O2) normiert

0 50 100 150 200 250 300 350 400

Ele

ktr

isch

er

Wirku

ng

sg

rad

[%

]

23

24

25

26

27


0 50 100 150 200 250 300


Ind

izie

rer

Wirku

ng

sg

rad

[%

]

34

35

36

37

38


0 50 100 150 200 250 300


CO

Vpm

i

0.3

0.5

0.7

0.9

1.1

1.3

NOx (bei 5% O2) normiert

0 50 100 150 200 250 300 350 400




17

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 Wir-

kungsgrad über dem indizierten Mitteldruck bei einer dem Serienbetriebspunkt entspre-

chenden Verbrennungsschwerpunktlage aufgetragen. Zur Einstellung gleicher Mitteldrü-

cke ermöglicht die Miller-Konfiguration einen Motorbetrieb mit magererem Gemisch.

Die höhere Wärmekapazität der Zylinderladung wirkt der NOx-Bildung entgegen, ob-

gleich sich um ca. 2 bar höhere Zylinderspitzendrücke einstellen. Die NOx-Bildung wird

bei Atkinson hingegen durch die höhere Saugrohrtemperatur begünstigt. Für Miller-Steu-

erzeiten ergeben sich Vorteile im inneren Wirkungsgrad größer 0,5 %-Punkte mit der

Ausnahme pmi < 5,3 bar, was auf die bei gleicher Verbrennungsschwerpunktlage erfor-

derliche Ladungsverdünnung und der damit abnehmenden Verbrennungsstabilität bei

λ = 1,7 zurückzuführen ist.

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 fest-

gestellt werden, die vor allem eine Gegenüberstellung beider Verfahren aufgrund des ab-

weichenden effektiven Verdichtungsverhältnisses erschweren. Es werden nachfolgend

ausschließlich Abweichungen in den Referenzbetriebspunkten diskutiert.

pm

ax [

ba

r]

25

30

35

40

45

50

55

60

l [-]

1.4 1.5 1.6 1.7

Ind

izie

rer

Wirku

ng

sg

rad

[%

]

0.340

0.345

0.350

0.355

0.360

0.365

0.370

0.375

0.380

l [-]

1.40 1.45 1.50 1.55 1.60 1.65 1.70


dp

/da

max [

ba

r/°K

W]

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

3.5

l [-]

1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8

pm

ax [

ba

r]

25

30

35

40

45

50

55

60

pmi

4.8 5.0 5.2 5.4 5.6 5.8 6.0 6.2 6.4

Ko

lbe

nn

lag

e [°K

W n

. Z

OT

]

-20

-10

0

10

20

30

40

50

Luftverhältnis [-]

1,45 1,50 1,55 1,60 1,65

Miller 10° Atkinson 96°

X90%

X50%

X5%

ZZP

TH

C [

%]

70

80

90

100

110

120

?

1.40 1.45 1.50 1.55 1.60 1.65 1.70

TH

C [

%]

30

40

50

60

70

80

90

100

110

120

130

140

AI50

0 5 10 15 20 25

TA

bg

as [

K]

450460470480490500510520530540550560

? [-]

1.46 1.48 1.50 1.52 1.54 1.56 1.58 1.60 1.62 1.64 1.66

pmi [bar]

5,0 5,3 5,6 5,9 6,2 6,5

pmi [bar]

5.0 5.2 5.4 5.6 5.8 6.0 6.2 6.4

? [

-]

1.0

1.2

1.4

1.6

pm

ax [

ba

r]

33

35

37

39

?i [%

]

35.8

35.9

36.0

36.1

NO

x [

%]

0

400

800

1200 Miller 10° Atkinson 96°

hi [

% ]

35,5

36,0

36,5

37,0

l [

-]

1,2

1,4

1,6

1,8

pm

ax [

ba

r]

33

35

37

39




18

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 Verbrennungsschwerpunkt-

lagen ein (+/-0,4 °KW). Zwischen Brennbeginn und ungefähr 10 °KW nach ZOT verlau-

fen die Kurven fast deckungsgleich. Die Brennrate der Miller-Konfiguration eilt leicht

voraus, um dann als erstes abzufallen. Der Spitzenwert ist gegenüber Atkinson geringfü-

gig niedriger. Der Gradient verläuft mit zunehmender Kolbenlage flacher und führt im

zweiten Teil der Verbrennung zu einer langsameren Kraftstoffumsetzung, wie bereits zu-

vor beschrieben. Im Vergleich zur Brennrate der Serienkurve weisen beide Verfahren in

der Anfangsphase einen ähnlichen Verlauf auf, der mit fortschreitender Verbrennung je-

doch verlangsamt wird.

Werden berechneter und simulierter Saugrohrdruck über Kolbenlage gegenübergestellt,

kann ein Phasenversatz zwischen beiden Verläufen sowie ein höheres gemessenes Ge-

samtdruckniveau festgestellt werden (s. Abbildung 17). Bei Miller-Steuerzeiten sind die

Abweichungen in der Phasenlage ausgeprägter, da die Dauer in der die Druckwelle zwi-

schen Einlassventil und Sammelplenum propagiert, länger ist.

Abbildung 16: Normierte Brennrate der M/A-

und 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 Verdichtungsverhält-

nissen gegenüberzustellen, sind vor allem die Massen entscheidend. Die Abweichung

Gegenüberstellung Simulation/Experiment


Kolbenlage [°KW]

0 90 180 270 360 450 540 630 720

ES

10 mbar

Simulation Messung

Miller

Atkinson


Sa

ug

roh

rdru

ck [

ba

r]

EÖES

Sp

ezifis

ch

e B

ren

nra

te [

1/°

KW

]

0,00

0,01

0,02

0,03

0,04

0,05

Kolbenlage [°KW]

-15 0 15 30 45 60

Miller 10° Atkinson 96° Serie

l = 1,57ZZP = -8 °KW



Kolbenlage [°KW]

0 90 180 270 360 450 540 630 720

ES

10 mbar

Simulation Messung

Miller

Atkinson


Sa

ug

roh

rdru

ck [

ba

r]

EÖES

Sp

ezifis

ch

e B

ren

nra

te [

1/°

KW

]

0,00

0,01

0,02

0,03

0,04

0,05

Kolbenlage [°KW]

-15 0 15 30 45 60

Miller 10° Atkinson 96° Serie

l = 1,57ZZP = -8 °KW




19

zwischen gemessenem und simuliertem Massenstrom beträgt für Miller- und Atkinson-

Steuerzeiten 4 bzw. -2,2 %. Unter Berücksichtigung der bereits vorhandenen Abweichun-

gen in effektiven Verdichtungsverhältnisses der Serie von Δεeff dyn = 0,27, ergeben plau-

sible 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. Auf-

grund der geringeren Druckdifferenz zwischen Saug- und Zylinderdruck tritt der Schnitt-

punkt 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 Be-

ginn des Rückströmens verursacht. Der räumlichen Entfernung wurde für die Messstelle

im Modell Rechnung getragen.

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 Ver-

einfachungen bei der Modellerstellung zurückzuführen. Daher werden dem Modell bei

der Berechnung veränderter Einlass-Steuerzeiten (trotz umfangreicher Abstimmung)

Grenzen in der Genauigkeit gesetzt.



Zylin

de

r-/

Sa

ug

roh

rdru

ck [

ba

r]

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1

Ein

lassve

ntilh

ub

[m

m]

0

1,5

3,0

4,5

6,0

7,5

9,0

Ein

lassve

ntilh

ub

[m

m]

0

1,5

3,0

4,5

6,0

7,5

9,0

Zylin

de

r-/

Sa

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roh

rdru

ck [

ba

r]

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1

Rückströmen (1D-CFD)

Kolbenlage [°KW]

300 360 420 480 540

pZyl

pAns

Kolbenlage [°KW]

300 360 420 480 540 600 660

Simulation Messung

Simulation Messung

pZyl

pAns

Ein

lassve

ntilh

ub

[m

m]

0

1,5

3,0

4,5

6,0

7,5

9,0

Zylin

de

r-/

Sa

ug

roh

rdru

ck [

ba

r]

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1

Rückströmen (1D-CFD)

Kolbenlage [°KW]

300 360 420 480 540 600 660

Simulation Messung

pZyl

pAns




20

9. Zusammenfassung und Ausblick

Miller- und Atkinson-Steuerzeiten wurden als Teilmaßnahme eines alternativen Brenn-

verfahrens für einen gemischansaugenden Einzylinder-Gasmotor untersucht. Für einen

repräsentativen Vergleich beider Verfahren wurde ein konstantes effektives Verdich-

tungsverhältnis 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 Serienkonfigura-

tion (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 Ver-

dichtungsverhältnisses einen verbesserten indizierten Kraftstoffverbrauch. Für ein glei-

ches 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) be-

kräftigt diese Aussage und zeigt zugleich die Gültigkeit der angewendeten Methode zur

Bestimmung des effektiven Verdichtungsverhältnisses für den verwendeten Versuchsträ-

ger.

Zur Untersuchung am ausgeführten Motor mit Tassenstößel kann die Umsetzung der At-

kinson-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 be-

stätigt, 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 unter-

schreitet. Als Gründe können Abweichungen zwischen Simulation und Experiment ge-

nannt werden. Zur Angleichung des effektiven Verdichtungsverhältnisses wird die Ferti-

gung und Untersuchung weiterer Nockenprofile in Betracht gezogen.

Der Zielkonflikt zwischen NOx-Emissionen und innerem Wirkungsgrad fällt für den frü-

hen Einlassschluss besser aus. Gegenüber dem Serienpunkt kann der Zielkonflikt ent-

schärft werden. Um diesen Vorteil auch effektiv nutzen zu können, sollen Maßnahmen




21

zur Leistungsanhebung wie Ladungswechseloptimierung und eine verbesserte Gemisch-

strategie ergriffen werden.

Die Autoren bedanken sich für die Förderung und Koordination des Forschungsvorha-

bens durch das Bundesministerium für Bildung und Forschung und den Projektträger Jü-

lich. 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 Raumheiz-

geräten 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 Direkteinsprit-

zung“, Dissertation, Universität Karlsruhe (TH), 2006.

[3] Scheidt, M.; Brands, C.; Kratzsch, M.; Günther, M.: „Kombinierte Miller-Atkin-

son-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 Analy-

sis 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 teilho-

mogener Dieselbrennverfahren“, Dissertation, Universität Stuttgart, 2007.




22

[10] Löbbert, P.: „Möglichkeiten und Grenzen der Teillaststeuerung von Ottomotoren

mit vollvariablem Ventilhub“, Dissertation, Technische Universität Dresden,

2006.

[11] He, X., Durret, R.: „Late Intake Valve Closing as a Control Strategy Tier 2 Bin 5

NOx Level”, SAE Technical Paper 2008-01-0637, 2008.

[12] Neher, D.; Kettner, M., Scholl, F., Klaissle, M., et al.: „Numerische Untersuchun-

gen eines alternativen Brennverfahrens für gemischansaugende stationär betrie-

bene Erdgasmotoren“, IAV Engine Processes, Berlin, 2013.

[13] Neher, D.; Kettner, M., Scholl, F., Klaissle, M., et al.: „Numerical Investigations

of Overexpanded Cycle and Exhaust Gas Recirculation for a Naturally Aspirated

Lean Burn Engine”, SAE Technical Paper 2013-32-9081, 2013.

[14] Weberbauer, F.; Rauscher, M.; Kulzer, A.; Knopf, M.; Bargende, M.: „Allgemein

gültige Verlustteilung für neue Brennverfahren“, MTZ 02/2005 Jahrgang 66,

2005.

[15] Witt, A.: „Analyse der thermodynamischen Verluste eines Ottomotors unter den

Randbedingungen variabler Steuerzeiten“, Dissertation, Technische Universität

Graz, 1999.

[16] Mincione, G.: „Ventiltriebkonzepte zur Verbrauchsreduzierung bei Motorradmo-

toren“, Dissertation, Universität Stuttgart, 2012.

[17] Kuberczyk, R.: „Wirkungsgradunterschiede zwischen Otto- und Dieselmotoren –

Bewertung von wirkungsgradsteigernden Maßnahmen bei Ottomotoren“, Disser-

tation, Universität Stuttgart, 2009.

[18] Woschni, G.: „Einfluss von Rußablagerungen auf den Wärmeübergang zwischen

Arbeitsgas und Wand im Dieselmotor“, Der Arbeitsprozess des Verbrennungs-

motors, Graz 1991.

[19] Barba, C.: „Erarbeitung von Verbrennungskennwerten aus Indizierdaten zur ver-

besserten Prognose und rechnerischen Simulation des Verbrennungsablaufes bei

Pkw-DE-Dieselmotoren mit Common-Rail-Einspritzung“, Dissertation, Techni-

sche Hochschule Zürich, 2001.

numerische und experimentelle untersuchungen zu miller ... · otto- und miller/atkinson-zyklus im...

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