Kapitel 10

501
10.
Verbrennungskraftmaschinen
Mit Verbrennungskraftmaschinen wird die chemische Energie des Brennstoffs direkt, d. h. in
einem Apparat, in mechanische Energie umgewandelt. Der Verbrennungsvorgang muss
hierbei auf Leistung und Wirkungsgrad optimiert werden. Die bedeutendsten
Verbrennungskraftmaschinen sind der Diesel-, Otto- und Gasmotor sowie die Turbine. Diese
Maschinen zeichnen sich durch eine schnelle Regelung der Leistung aus. Bei
Wärmekraftanlagen wird dagegen der Brennstoff separat in einem Kessel verbrannt und
Dampf erzeugt, der dann in einer Turbine mechanische Energie erzeugt. Solche Anlagen sind
träger im Leistungsverhalten.
10.1
Motorenkonzepte
Motore arbeiten periodisch, so dass der Verbrennungsvorgang instationär ist. Auf Grund der
hohen Drehzahlen steht für die Verbrennung nur eine kurze Zeitspanne zur Verfügung. Das
Arbeitsverfahren von Motoren wird mit Bild 10.1-1 veranschaulicht. Beim so genannten 1.
Takt wird durch die Abwärtsbewegung des Kolbens Luft oder ein Luft-Brenngas-Gemisch in
den Zylinder gesaugt. Der 1. Fall ist das Prinzip des Dieselmotors, der 2. Fall das Prinzip des
Otto- und Gasmotors. Beim 2. Takt wird die Luft bzw. das Gemisch verdichtet. Das
Volumenverhältnis der Verdichtung ist
ε = (Vk + Vh ) / Vk ,
(10.1-1)
wobei Vh das Hubvolumen des Zylinders und Vk das Volumen des Kolbens im oberen
Totpunkt, also das Verdichtungsvolumen, ist. Für die Druck- und Temperaturerhöhung bei
der Verdichtung gelten
p2
= εχ
p1
(10.1-2)
bzw.
T2 / T1 = ε χ−1 ,
(10.1-3)
wobei der Polytropenexponent χ zwischen 1,3 und 1,4 liegt. Kurz vor Erreichen des oberen
Totpunktes des Kolbens wird die Verbrennung ausgelöst. Beim Dieselmotor wird dazu der
Kraftstoff eingedüst, beim Otto- und Gasmotor wird das Gemisch durch die Funken einer
Kerze gezündet. Durch die Temperaturerhöhung während der Verbrennung dehnt sich das
Gas aus und drückt den Kolben nach unten. Dies ist der 3. Takt, der als Arbeitstakt bezeichnet
wird. Beim anschließenden 4. Takt wird das Verbrennungsgas ausgedrückt und der Prozess
beginnt neu.
502
Bild 10.1-1: Arbeitsverfahren von Motoren
Je nach Art der Verbrennung stellen sich verschiedene Kreisprozesse ein. Die idealen
(isentropen) Verläufe dieser Kreisprozesse werden mit den in Bild 10.1-2 gezeigten p,v- und
T-s-Diagrammen erklärt. Das linke Teilbild gibt den Grenzfall wieder, dass die Verbrennung
unendlich schnell und damit bei konstantem Volumen abläuft. Die Zustandsänderung von 1
nach 2 ist die Verdichtung des Gases, von 2 nach 3 die Verbrennung mit der Wärmezufuhr
qzu, von 3 nach 4 die Expansion sowie von 4 nach 1 die als isochor angenommene
Wärmeabfuhr qab durch das Ausblasen des Gases. Die Verdichtung mit dem Verhältnis
ε = v1 / v 2 und die Expansion von 4 nach 1 werden als adiabat angenommen. Für den
thermischen Wirkungsgrad dieses sogenannten Gleichraumprozess gilt
ηth = 1 −
q ab
c ⋅ (T − T )
=1− v 4 1 .
q zu
c v ⋅ (T3 − T2 )
(10.1-4)
Die Temperaturänderung bei der Expansion beträgt
T3
= ε χ−1 .
T4
(10.1-5)
Ersetzt man T4 in Gl. (10.1-4) durch die obige Gleichung und T1 durch Gleichung (10.1-3), so
folgt für den Wirkungsgrad
ηth = 1 −
1
ε χ−1
.
(10.1-6)
Hieraus ist ersichtlich, dass der Wirkungsgrad umso höher ist, je höher das
Verdichtungsverhältnis ist.
503
Bild 10.1-2: Kreisprozesse von Motoren
Im mittleren Teilbild ist der Grenzfall dargestellt, dass die Verbrennung langsamer und damit
während eines Teils der Abwärtsbewegung abläuft. Der Druck kann dabei als konstant
angesehen werden. Dieser Kreisprozess wird als Gleichdruckprozess bezeichnet. Für den
Wirkungsgrad gilt
ηth = 1 −
q ab
c (T − T )
= 1− v 4 1
q zu
c p (T3 − T2 )
Der Volumenanteil der Gleichraumverbrennung
(Gleichraumanteil) bezeichnet
ϕ=
V3
V2
(10.1-6b)
wird
als
Einspritzverhältnis
(10.1-7)
bezeichnet. Die Temperaturänderungen betragen bei der Gleichdruckverbrennung
T3 V3
=
=ϕ
T2 V2
und bei der isentropen Expansion
(10.1-8)
504
T3  V4 
= 
T4  V3 
χ −1
ε
=  
ϕ
χ−1
.
(10.1-9)
Diese beiden Gleichungen und Gl. (10.1-3) in die Gl. (10.1-6b) eingesetzt, ergibt für den
thermischen Wirkungsgrad
ηth = 1 −
1
ε
⋅
χ −1
ϕχ − 1
.
χ ⋅ (ϕ − 1)
(10.1-10)
Die thermischen Wirkungsgrade des Gleichdruck- und des Gleichraumprozesses sind in Bild
10.-3 miteinander verglichen. Hieraus ist ersichtlich, dass der Gleichraumprozess bei
gleichem Verdichtungsverhältnis die höheren Wirkungsgrade ergibt. Daher ist ein möglichst
hoher Gleichraumanteil bei der Verbrennung anzustreben. Der Otto-Motor arbeitet mit
Verdichtungsverhältnissen um 10 noch im steilen Bereich der Kurve, wodurch bei diesem
Motor ein möglichst hohes Verdichtungsverhältnis von Bedeutung ist. Der Diesel-Motor
arbeitet dagegen mit Verdichtungsverhältnis um 20 bereits im flachen Teil der Kurve, so dass
ein weiterer Anstieg des Verdichtungsverhältnisses nur unwesentlich zu einer Verbesserung
des Wirkungsgrades beiträgt.
Bild 10.1-3: Vergleich der thermischen Wirkungsgrade der Idealprozesse ( χ = 1,4 ) nach
Pischinger et al. 2002
Der im rechten Teil von Bild 10.1-2 dargestellte sogenannte Seiligerprozess beschreibt eine
Kombination der beiden vorherigen Kreisprozesse; also den idealen Kreisprozess, bei dem ein
Teil des Kraftstoffs bei konstantem Volumen und der übrige Teil bei konstantem Druck
verbrennt. Als thermischer Wirkungsgrad ergibt sich hierfür
ηth = 1 −
q ab
c v ⋅ (T5 − T1 )
= 1−
,
q zu
c v ⋅ (T3 − T2 ) + c p ⋅ (T4 − T3 )
(10.1-11)
Für die Temperaturänderungen gelten bei der istentropen Verdichtung Gl. (10.1-3), bei der
isochoren Wärmezufuhr
505
T3 p3
=
= ψ,
T2 p 2
(10.1-12)
wobei ψ als Drucksteigerungsverhältnis (Gleichraumanteil) bezeichnet wird, bei der isobaren
Wärmezufuhr
T4 V4
=
=ϕ
T3 V3
(10.1-13)
und
T4  V5 
= 
T5  V4 
χ −1
(10.1-14)
bei der isentropen Expansion. Mit diesen Gleichungen sowie V3 = V2, V5 = V1 und p3 = p4
folgt aus Gl. (10.1-11)
ηth = 1 −
1
ε
⋅
χ−1
ψ ⋅ ϕχ − 1
.
ψ − 1 + χ ⋅ ψ (ϕ − 1)
(10.1-15)
Der Seiligerprozess geht mit den Grenzwerten ψ = 1 in den Gleichdruckprozess und mit
ϕ = 1 in den Gleichraumprozess über. Die Wirkungsgrade des Seiligerprozesses sind in Bild
10.1-3 gestrichelt eingezeichnet. Parameter ist der maximale Druck p3, der so genannte
Grenzdruck. Je höher dieser Druck ist, desto höher sind der Gleichraumanteil und damit der
Wirkungsgrad.
Zur Erzielung eines hohen Wirkungsgrades müssen also zwei Bedingungen erfüllt werden
-
hohes Verdichtungsverhältnis
hoher Gleichraumanteil bei der Verbrennung.
Da beide Bedingungen nicht gleichzeitig erfüllt werden können, bestehen zwei verschiedene
Motorenkonzepte.
Der Otto-Motor verfolgt das Prinzip der Gleichraumverbrennung. Um die notwendigen
kurzen Verbrennungszeiten zu erreichen, müssen Luft und Brennstoff vorgemischt werden.
Durch die schnelle Verbrennung sind hohe Drehzahlen möglich. Allerdings ist wegen der
Selbstentzündung des Gemisches auf Grund der Temperaturerhöhung während der
Verdichtung und damit des Klopfens des Motors das Verdichtungsverhältnis beschränkt.
Der Diesel-Motor verfolgt das Prinzip der hohen Verdichtung. Dadurch kann der Kraftstoff
erst nach der Verdichtung der Luft zugeführt werden, wodurch sich eine diffusive
Verbrennung einstellt. Auf Grund der höheren Verbrennungszeit verbrennt nur ein Teil des
Kraftstoffs unter Gleichraumbedingungen, der übrige Teil unter Gleichdruckbedingungen.
Durch die langsamere Verbrennung sind des Weiteren nicht so hohe Drehzahlen erreichbar.
Nur bei sehr langsam drehenden, großvolumigen Diesel-Motoren, wie bei stationären
Motoren und Schiffsmotoren, ist die Verbrennung vergleichsweise so schnell, dass ein hoher
Gleichraumanteil auftritt. Dann sind beide zuvor genannten Bedingungen nahezu gleichzeitig
506
erfüllt. Daher werden solche Motoren nur als Diesel gebaut. In Tabelle 10.1-1 sind
Kenngrößen heutiger Motoren zusammengestellt.
Motorart
Ottomotoren
Rennmotoren
Pkw-Motoren
Dieselmotoren
Pkw-Motoren
IDI
Pkw-Motoren
DI
NKWMotoren
DI
mittelschnelle
4-TaktMotoren
2-Takt-Großmotoren
Aufladung
Verdichtung
ε
Drehzahl
min-1
nein
nein
ja
12 … 16
8 … 12
7…9
14000 … 20000
4500 … 7500
5000 … 7000
nein
ja
ja
20 … 24
20 … 24
18 … 20
nein
ja
Verbrauch
g/kWh
Hubraumleistung
kW/dm3
ηth
350 … 250
380 … 280
110 … 500
35 … 60
50 …100
27 – 34
23 - 31
3500 … 5000
3500 … 4500
4000 … 4500
320 … 230
290 … 220
195 … 205
20 … 30
25 … 40
35 … 60
27 – 37
30 – 39
42 – 44
16 … 18
15 … 17
2000 … 4000
2000 … 3200
280 … 210
230 … 205
10 … 15
15 … 20
31 – 41
37 – 42
ja
13 … 15
350 … 750
210 … 186
5 … 12
41 – 46
ja
12 … 14
75 … 250
160
2,3 … 8
52
%
Tabelle 10.1-1: Kenngrößen heutiger Motoren
Im Folgenden wird auf beide Motoren etwas ausführlicher eingegangen.
Beide Motorenkonzepte erfordern einen unterschiedlichen Kraftstoff. In Tabelle 10.1-2 sind
einige Eigenschaften von Kraftstoffen angegeben. Der Otto-Motor benötigt einen Kraftstoff,
der schon bei niedrigen Temperaturen siedet und somit gasförmig wird und der erst bei
höheren Temperaturen zündet. Der Diesel-Motor benötigt dagegen einen Kraftstoff der schon
bei niedrigen Temperaturen zündet und damit eine hohe Zündwilligkeit aufweist. Diese wird
durch den Aufbau der Kohlenwasserstoffmoleküle bestimmt. In Bild 10.1-4 sind einige
charakteristische Kohlenwasserstoffe dargestellt. Doppelbindungen wie bei Aromaten und
ringförmige Strukturen wie z. B. Benzol, reduzieren die Zündwilligkeit. Zusätze von
Sauerstoffträgern (Alkohole, Ether) reduzieren ebenfalls die Zündwilligkeit, wodurch jedoch
der Heizwert merklich verringert wird. Früher wurden als solche Additive Bleiverbindungen
verwendet. Die Zündwilligkeit nimmt dagegen zu je länger und größer die Moleküle sind wie
z. B. bei Paraffinen. Durch Zugabe von Stickstoffverbindungen kann die Zündung
beschleunigt werden.
Kraftstoff
Ottokraftstoff
Normal
Super
Flugbenzin
Kerosin
Dieselkraftstoff
Tabelle 10.1-2:
Dichte
kg/l
Siedetemperatur
°C
Spez. Verdampfungs
-enthalpie
kJ/kg
Zündtemperatur
°C
Untere
Zündgrenze
Vol.-%
Gas in Luft
0,715 … 0,765
0,730 … 0,780
0,720
0,770 … 0,830
0,815 … 0,855
25 … 215
25 … 215
40 … 180
170 … 260
180 … 360
380 … 500
≈ 250
≈ 300
≈ 400
≈ 500
≈ 250
≈ 250
≈ 0,6
≈ 0,7
≈ 0,6
≈ 0,6
Charakterisierung typischer Kraftstoffe
obere
Zündgrenze
Vol.-%
Gas in Luft
≈8
≈8
≈ 7,5
≈ 7,5
507
Otto-Bezugskraftstoff n-Heptan C7H16:
Oktanzahl 0
H
H
H H H
Otto-Bezugskraftstoff iso-Oktan C8H18:
Oktanzahl 100
H CH3 H CH3 H
H H
H–C –C–C–C–C–H
H–C –C–C–C–C–C–C–H
H
H
H H H
H H
H CH3 H H
Paraffine: kettenförmig, gesättigt, einfache
Bindung, hohe Zündwilligkeit
Diesel-Bezugskraftstoff α -Methylnaphthalin
C11H10: Cetanzahl 0
H
H
H
CH
C
C
H
C
C
C
C
C
C
C
C
H
H
H
Iso-Paraffine: kettenförmig, verzweigt,
zündunwillig, klopffest
Diesel-Bezugskraftstoff n-Hexadecan
(Cetan) C16H34: Cetanzahl 100
H
H
H H
H
H
H H
H H
H
H
H
H
H H
H–C –C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–C–H
H
H
H
H H
H
H
H H
H H
H
H
H
H
H H
Naphthene (Zyklo Paraffine): ringförmig, Paraffine: kettenförmig, einfache Bindung,
hohe Zündwilligkeit
Einfachbindung, geringe Zündwilligkeit
Bild 10.1-4: Wirkungen von Kohlenwasserstoffe auf Kraftstoffe
Die Zündwilligkeit wird bei Dieselkraftstoffen mit der Cetanzahl (CZ) beschrieben. Per
Definition wird n-Hexadecan (= Cetan) C16H34 die Cetanzahl CZ = 100 zugewiesen, was sehr
zündwillig bedeutet. Dagegen bekommt α -Methyl-Naphthalin C11H10 die Cetanzahl CZ = 0,
was zündunwillig bedeutet. Die Cetanzahl eines zu prüfenden Dieselkraftstoffs ist gleich dem
Anteil an n-Hexadecan im Gemisch aus diesen beiden Stoffen, das unter gleichen
Bedingungen dieselbe Zündverzugszeit hat wie der Prüfkraftstoff. Die Messung wird nach
DIN 51773 an einem bestimmten Motor durchgeführt. Die Cetanzahl von Dieselkraftstoffen
aus Erdöl liegt etwa bei 53, wobei die Norm Werte größer als 51 fordert. Da bei niedrigen
Temperaturen Paraffine auskristallisieren und die Fließfähigkeit auf Grund der erhöhten
Viskosität herabgesetzt wird, müssen Additive (im ppm-Bereich) zugesetzt werden, die diesen
Eigenschaften entgegenwirken.
Die Zündwilligkeit des Otto-Kraftstoffs wird mit der Oktanzahl beschrieben. Dazu wird nHeptan C7H16 die Oktanzahl null zugewiesen, was eine hohe Zündwilligkeit und damit große
Klopftendenz bedeutet. Iso-Oktan erhält die Oktanzahl 100. Die Oktanzahl des
Prüfkraftstoffes ist gleich dem Anteil des Oktans in einem Gemisch mit n-Heptan, das
dieselbe Klopftendenz in einem standardisierten Motor aufweist.
Den fossilen Kraftstoffen werden zur CO2-Reduzierung der Atmosphäre vermehrt
Biokraftstoffe zugemischt. Biokraftstoffe der so genannten 1. Generationen werden aus
Pflanzen gewonnen, die spezielle zur Kraftstoffherstellung angebaut werden, wie
beispielsweise Raps, Soja, Mais, Zuckerrüben, Getreide. Biodiesel, Fettsäurenmethylester
508
(FAME), ist der einzige genormte Biokraftstoff (Dichte: 0,88 kg/l, Brennwerte: 37,1 MJ/kg,
CZ 54 - 85). Hierzu werden in Deutschland zu 80 % Rapsöl und zu 20 % Sojaöl verarbeitet,
was als RME (Rapsmethylester) bezeichnet wird. Benzin wird in Deutschland zurzeit mit
max. 5 % Bioethanol, das zu Ethyltert-bytylether (ETBE) weiterverarbeitet wird, vermischt.
Die Dichte beträgt 0,79 kg/l und der Heizwert 26,8 MJ/kg. Biokraftstoffe der so genannten 2.
Generation werden aus beliebigen Biomassen, wie Stroh, Holz, Rinde, hergestellt. Diese
Biomass-to-liquid (Btl) Kraftstoffe haben eine Dichte von 0,76 bis 0,79 kg/l, einen Heizwert
von ca. 43,9 MJ/kg und eine Cetanzahl größer 70. Die Herstellungsverfahren sind sehr
aufwändig und zurzeit noch in der Entwicklung.
10.2
Diesel-Motore
Zündung
Temperatur
Beim Dieselmotor wird Luft angesaugt und im folgenden Takt verdichtet. Bild 10.2-1 zeigt
die Temperaturerhöhung bei einem kalten und einem warmen Motor. Bei einem kalten Motor
wird demnach die Luft nicht so weit erhöht, dass eine sichere Zündung des eingedüsten
Kraftstoffs gewährleistet ist. Daher befinden sich im Zylinder zur Zündung elektrisch beheizte
Glühstifte, die eine Temperatur von 1100 °C bis 1300 °C besitzen. Ältere Dieselmotore
müssen vor dem Kaltstart eine kurze Zeit vorgeglüht werden.
Verdichtungsverhältnis
Bild 10.2-1: Temperaturerhöhung im Motor bei der Verdichtung
Verbrennungsverlauf/Kraftstoffeinspritzung
Der Verbrennungsverlauf wird in erheblichem Maße durch die Einspritzcharakteristik des
Kraftstoffs bestimmt. Beim Dieselmotor wird stets die gleiche Menge an Luft angesaugt. Die
eingespritzte Menge an Kraftstoff wird entsprechend der Leistung dosiert. Der Einspritzdruck
und der Einspritzverlauf haben insbesondere auf die Abgasemission einen wesentlichen
Einfluss, weil beide Größen über die Tröpfchendurchmesser und die Eindringtiefe des
Kraftstoffes in die hochverdichtete Luft zur Gemischbildung je nach Verbrennungsverfahren
dominierend oder unterstützend beitragen. Für den Einspritzvorgang selbst steht nur eine
relativ kurze Zeitspanne, die Spritzdauer zur Verfügung. Sie wird durch den
thermodynamischen Prozess, den Gemischbildungsvorgang und den Verbrennungsablauf
bestimmt. Da die Einflüsse gegenläufig sind, muss ein Kompromiss aus Kraftstoffverbrauch
509
und Abgasqualität gesucht werden. Bei abgasentgifteten Nutzkraftwagen (NKW)-Motoren
beträgt die Spritzdauer bei Höchstdrehzahl und Volllast bis zu 36 ° Kurbelwelle (KW), bei
Pkw-Direkteinspritzmotoren bis zu 38 ° KW und bei Pkw-Kammermotoren bis zu 40 ° KW,
was einer Zeitspanne von nur 2 bis 1,5 ms entspricht. Wird die Spritzdauer zu lang, sind eine
hohe Rauchemission und ein schlechter Kraftstoffverbrauch die Folge.
Die Einspritzmasse pro Arbeitsspiel muss vordringlich bei Volllast möglichst genau sein, da
sie auf der einen Seite die Leistung des Motors direkt bestimmt und auf der anderen Seite
insbesondere im unteren Drehzahlbereich bei vorgegebener Luftmenge überproportional die
gesetzlich begrenzte Rauchentwicklung beeinflusst. Einspritzmengenunterschiede müssen
durch entsprechenden Vorhalt bei der Volllasteinstellung ausgeglichen werden. Um
Leistungsdifferenzen zu vermeiden, sollten die Mengentoleranzen kleiner ± 2,5 % sein.
Auch im Leerlauf und Teillastgebiet werden hohe Anforderungen an die Genauigkeit der
Einspritzmasse gestellt. Vornehmlich müssen die Zylinder-zu-Zylinder-Streuungen klein sein,
da sonst ein Schütteln des Motors und eine erhöhte HC-Emission auftritt. Bei Pkw-Motoren
werden Mengenstreuungen kleiner 1 mg/Einspritzung angestrebt.
Die Einspritzung selbst geschieht unter hohem Druck. Der Kraftstoff erreicht dabei in der
Düsenbohrung hohe Geschwindigkeiten mit entsprechend großer Turbulenz beim Austritt.
Die große Relativgeschwindigkeit des Kraftstoffstrahls zur hochverdichteten Luft im
Brennraum und die erwähnte Turbulenz im Strahl sorgen für kleine Kraftstofftröpfchen
(Durchmesser: 2 bis 5 µm) und deren Verteilung. Da die verschiedenen
Verbrennungsverfahren mit unterschiedlicher Gemischbildung arbeiten, ergeben sich auch
Unterschiede beim benötigten Einspritzdruck. Verbrennungsverfahren mit unterteiltem
Brennraum erfordern nur mäßige Einspritzdrücke (bis 400 bar). Hier sorgt die sehr hohe
Ladungsbewegung, die darüber hinaus durch die beginnende Verbrennung stark forciert wird,
für eine gute Gemischbildung. Die Energie der Einspritzung ist dabei sekundär. Der Kraftstoff
wird in diesem Fall fast ausschließlich in einem einzigen Strahl in den Brennraum gespritzt.
Bei drallbehafteten Verbrennungsverfahren mit nicht unterteilten Brennräumen ist die
Luftbewegung ebenfalls an der Gemischbildung beteiligt, jedoch steigen die Anforderungen
an die Einspritzung bezüglich Zerstäubungsgüte und gleichmäßiger Verteilung des
Kraftstoffes im Brennraum. Maximale Einspritzdrücke bis 1400 bar sind erforderlich, wobei
der Kraftstoff in mehreren Strahlen gleichzeitig eingespritzt werden muss. Bei nahezu
dralllosen
Verbrennungsverfahren
übernimmt
die
Einspritzung
die
gesamte
Gemischbildungsaufgabe. Hierzu sind die höchsten Drücke erforderlich, ca. 1800 bar und
höher. Um eine gleichmäßige Verteilung des Kraftstoffes auf die Luft sicherzustellen, werden
Düsen mit sieben und mehr Einspritzstrahlen verwendet.
Die Einspritzverlaufsformung ist eine weitere Möglichkeit, die Abgasemission zu vermindern.
In Bild 10.2-2 sind beispielhaft einige Verlaufsformen dargestellt. Der Verbrennungsvorgang
soll nicht schlagartig, sondern sanft beginnen und dann mit stetig zunehmender
Umsetzungsrate ablaufen. Weil der Verbrennungsablauf über die Gemischbildung erheblich
vom Einspritzvorgang geprägt wird, muss die Einspritzrate einen entsprechenden Verlauf
haben.
510
Bild 10.2-2: Einspritzverläufe bei Dieselmotoren
Unter Einspritzverlauf versteht man den Einspritzmassenstrom über der Zeit dm/dt = f(t)
während der Spritzdauer. Ein unterschiedlicher Einspritzverlauf führt zu unterschiedlicher
Einspritzstrahl-Charakteristik und somit zu unterschiedlichem Motorergebnis. Wenig
Einspritzmenge am Beginn de Spritzdauer führt zu einer niedrigen NOx-Emission. Der
günstigste NOx-Ruß-Verbrauchs(CO2)-Trade-Off wird mit dem „boot“-förmigen
Einspritzverlauf festgestellt. Dem gegenüber wird mit dem rechteckigen Einspritzverlauf der
ungünstigste NOx-Ruß-Verbrauchs(CO2)-Trade-Off erzielt. Der dreieckige Einspritzverlauf
liegt zwischen diesen beiden.
Die Voreinspritzung ist eine besondere Form der Einspritzverlaufsformung. Sie dient
hauptsächlich der Verringerung des Verbrennungsgeräusches. Diese beruht hauptsächlich auf
der plötzlichen Entflammung der Zündherde um den Tropfen. Beim Otto-Motor ist wegen der
Vormischung die Verbrennung gleichmäßiger, weshalb die Geräusche niedriger als beim
Dieselmotor sind. Die Wirkung der Voreinspritzung beruht auf der Verkürzung des
Zündverzuges der Hauptverbrennung und der Erhöhung der örtlichen Turbulenz im Bereich
des Kraftstoffstrahls. Die dabei eingespritzte Kraftstoffmenge ist mit 1 bis 2 % der
Volllastmenge gering. Sie sollte einen Abstand zur Haupteinspritzung im Bereich von 6 bis
18 °KW haben.
Die Nacheinspritzung ist eine weitere Besonderheit der Einspritzverlaufsformung. Sie dient
hauptsächlich der Verminderung der Rußemission. Die Nacheinspritzung wirkt als
„Verbrennungsbeschleuniger“ im letzten Teil der Diffusionsverbrennung. Dadurch wird die
Rußbildung vermindert und gleichzeitig die Rußoxidation begünstigt. Die dabei eingespritzte
Kraftstoffmenge ist mit ca. 2 bis 10 % der Volllastmenge betriebspunktabhängig
unterschiedlich und relativ gering. Sie sollte einen Abstand zur Haupteinspritzung von 1 bis 5
° KW haben.
In Bild 10.2-3 sind beispielhaft für einen schnelllaufenden Dieselmotor der Verlauf der
Verbrennung und des Drucks dargestellt. Der maximale Druck kann bis zu 150 bar betragen.
Bis zum maximalen Kraftstoffumsatz bei etwa 20 °KW ändert sich der Druck nur relativ
wenig. Am Ende des Arbeitstaktes bei 90 °KW ist der Druck mit bis zu 30 bar noch relativ
hoch. Dieser Druck wird zur Verdichtung der Verbrennungsluft, d. h. Aufladung, genutzt.
Im Bild 10.2-4 ist beispielhaft der Verlauf der mittleren Temperatur im Zylinder gezeigt.
Demnach liegt die maximale Temperatur etwas oberhalb 2000 K. Zum Vergleich ist auch der
Temperaturverlauf bei einem Otto-Motor mit eingezeichnet. Die maximale Temperatur ist
erheblich höher. Dies ist in dem höheren Gleichraumanteil bei der Verbrennung begründet.
Hierbei ist die Verbrennungstemperatur reziprok proportional der spezifischen
511
Wärmekapazität bei konstantem Volumen, die etwa 30 % kleiner ist als die spezifische
Wärmekapazität bei konstantem Druck. Bei der Verbrennung unter Gleichdruck ergeben sich
somit niedrigere Temperaturen als unter Gleichraumbedingungen.
Bild 10.2-3: Druck- und Brennverlauf in einem schnelllaufenden Dieselmotor bei Volllast
und Teillast
Bild 10.2-4: Volllast-Gastemperatur im Zylinder (örtlich gemittelt)
Teillast
Die Leistung beim Diesel-Motor wird nur die eingedüste Brennstoffmenge geregelt. Die
Menge der angesaugten Luft bleibt stets gleich. Bei Teillast liegt somit ein höherer
Luftüberschuss vor als bei Volllast, was einer höheren Luftzahl entspricht. Dadurch ergeben
512
sich bei Teillast folglich niedrigere Verbrennungstemperaturen und damit auch niedrigere
Drücke, wie schon in Bild 10.2-3 zu erkennen war. Das p,v-Diagramm bei Volllast und bei
Teillast ist qualitativ in Bild 10.2-5 gezeigt.
Bild 10.2-5: Reales p,V-Diagramm eines
Dieselmotors bei Voll- und Teillast
Der Einfluss der Luftzahl auf den Wirkungsgrad wird mit Bild 10.2-6 verdeutlicht. Hieraus ist
ersichtlich, dass der Unterschied zwischen der Gleichraum- und der Gleichdruckverbrennung
mit steigender Luftzahl geringer wird. Bei Teillast und damit auch niedriger Drehzahl hat die
Verbrennung mehr Zeit. Zudem verbrennen die Kraftstofftropfen in einer Sauerstoff reicheren
Umgebung, was die Verbrennungszeit verkürzt. Dadurch wird der Anteil der
Gleichraumverbrennung jeweils erhöht. Bei Teillast ergeben sich somit keine wesentlichen
Einbußen im Wirkungsgrad. Dies ist ein wesentlicher Vorteil des Dieselmotors gegenüber
dem Otto-Motor.
Bild 10.2-6: Einfluss der Luftzahl auf den Wirkungsgrad bei Gleichraum- und Gleichdruckverbrennung nach Pischinger et al. 2002
513
Wirkungsgrad
Der Wirkungsgrad ist umso höher, je mehr Kraftstoff unter Gleichraumbedingungen
verbrannt werden kann. Je niedriger die Drehzahlen sind, desto länger besteht die Phase des
Gleichraums.
Bei Dieselmotoren, die nicht so hohe Beschleunigungen erreichen müssen, sind deshalb die
Drehzahlen erheblich niedriger. Bei Nutzkraftwagen liegen die Drehzahlen im Bereich 2000
bis 4000 U/min und bei Großmotoren, z. B. Schiffsdiesel und Generatoren, im Bereich 75 bis
750 U/min (siehe Tabelle 10.1-1). Das Verdichtungsverhältnis liegt bei Pkw-Motoren im
Bereich von 18 bis 24. Bei größeren Motoren ist das Verdichtungsverhältnis geringer. Da
diese Motoren jedoch einen höheren Gleichraumanteil bei der Verbrennung haben, ist deren
thermischer Wirkungsgrad demnach höher. Die maximalen Wirkungsgrade von Großmotoren
betragen bis 53 %. Bei Pkw-Motoren mit 4000 U/min liegt der maximale Wirkungsgrad bei
43 % und bei Nutzfahrzeugen mit 2000 U/min bei 46 %.
Aufladung
Wie aus Bild 10.1-2 zu erkennen war, ergeben sich nach der Abwärtsbewegung mit
Verbrennung beim Gleichdruckprozess höhere Drücke (p4) als bei der Gleichraumverbrennung. Daher wird das Abgas des Diesel-Motors durch einen Turbolader geführt, der
die Verbrennungsluft auf etwa 2 bar verdichtet.
Emissionen
Die wesentlichen Emissionen beim Dieselmotor sind Ruß und NOx. Ruß wird gebildet bei zu
geringen Umsatzgeschwindigkeiten, wie in der Nähe der kalten Wände und durch örtlichen
Sauerstoffmangel, wie durch ungleichmäßige Kraftstoffverteilung. Nur die kleinen
unsichtbaren Partikel sind lungengängig und damit krebserregend.
Um die Löschungen in Wandnähe zu reduzieren wird versucht, die Verbrennung mehr im
mittleren Bereich zu konzentrieren. Als optimale Brennraumgeometrie hat sich bei PkwMotoren ein Verhältnis von Hublänge s zu Zylinderdurchmesser d von etwa s/d = 1,0 bis 1,2
ergeben. Das Volumen pro Zylinder liegt bei 0,4 bis 0,6 cm3. Je homogener das KraftstoffLuft-Gemisch ist, desto niedriger sind die Rußemissionen.
Zur Reduzierung der NOx-Emissionen wird bei einigen Motoren das Prinzip der externen
heißen Abgasrückführung angewendet, dass in Bild 10.2-7 skizziert ist. Der Mechanismus der
Abgasrückführung wurde bereits in Abschnitt 7.2.4 erläutert. In Bild 10.2-8 ist für ein
Beispiel der Einfluss der Abgasrückführung auf die Emissionen gezeigt. Hieraus ist
ersichtlich, dass die NOx-Emissionen mit zunehmender Abgasrückführung erheblich gesenkt
werden können. Allerdings nehmen die Rußemissionen überproportional zu. In Bild 10.2-9 ist
der Einfluss der Luftzahl auf die Emissionen für ein Beispiel dargestellt. Die meisten
Parameter beeinflussen die Emissionen in verschiedene Richtungen, was als Ruß/NOx-Schere
bezeichnet wird. So bewirkt z. B. eine Vergrößerung des Zylindervolumens am Brennbeginn
zwar eine Erhöhung der NOx-Emission, jedoch eine Abnahme des Rußausstroßes.
Die Emissionen können auch über den Kraftstoff beeinflusst werden. Die Neigung zur
Russbildung steigt mit zunehmender Kompaktheit der Kohlenwasserstoffmoleküle, also in der
Reihenfolge Paraffine → Naphthene → Aromate. In Bild 10.2-10 sind für ein Beispiel die
514
NOx- und Rußemissionen in Abhängigkeit der Cetanzahl des Kraftstoffes gezeigt. Je
zündwilliger der Kraftstoff demnach ist, desto geringere Emissionen ergeben sich also.
Bild 10.2-7:
Prinzip der externen Abgasrückführung
Bild 10.2-8:
Beispielhafter Einfluss der Rate der Abgasrückführung (AGR) auf Emissionen
Bild 10.2-9:
Einfluss der Luftzahl auf Emissionen von Motoren
515
Bild 10.2-10: Einfluss der Cetanzahl auf Emissionen
10.3
Otto-Motoren
Beim Otto-Motor wird, wie bereits erwähnt, zur Gleichraumverbrennung eine hohe
Verbrennungsgeschwindigkeit benötigt, wozu Kraftstoff und Luft vorgemischt sein müssen.
Daher wird der Kraftstoff im sogenannten Vergaser in den Luftstrom eingesprüht. Die
Tropfen vergasen vor Eintritt in den Zylinder. Der Kolben saugt dadurch ein Dampf-LuftGemisch an. Der Otto-Kraftstoff muss daher eine niedrige Siedetemperatur aufweisen. Für die
Temperaturerhöhung durch die Verdichtung gilt wiederum Gl. (10.-3). Bei dieser Verdichtung
darf die Temperatur jedoch nicht so hoch werden, dass das Gemisch schon vor Erreichen des
oberen Totpunktes zündet. Der Druckanstieg durch die Verbrennung würde somit der
Kolbenbewegung entgegenwirken. Die ungewollte Selbstzündung ist als Klopfen des Motors
zu hören. Die Verdichtung des Otto-Motors und damit der Wirkungsgrad ist dadurch
begrenzt, dass keine Selbstzündung auftreten darf. Das Dampf-Luft-Gemisch muss folglich
am oberen Totpunkt fremd gezündet werden, wozu Kerzen verwendet werden, die Funken
erzeugen. Zur sicheren Zündung darf das Gemisch keine überstöchiometrischen Werte
annehmen. Um eine hohe Flammengeschwindigkeit und damit Verbrennungsgeschwindigkeit
zu erreichen, muss das Gemisch ebenfalls stöchiometrische Zusammensetzung aufweisen.
Das Kraftstoff-Luft-Gemisch wird daher stets so eingestellt, dass die Luftzahl eins beträgt.
Um eine möglichst hohe Verdichtung zu erreichen werden dem Benzin sogenannte
Antiklopfmittel beigemengt, die Radikale abfangen und somit die Zündung des Gemisches
erschweren. Superbenzin hat einen höheren Zündpunkt als Normalbenzin, wodurch eine
höhere Verdichtung und damit Motorleistung erreicht wird. Antiklopfmittel sind in der Regel
Zusätze von Sauerstoffträgern wie Alkohole und Ether. Dadurch kann der Heizwert etwas
verringert werden.
Moderne Otto-Motore sind mit einer Antiklopfregelung ausgestattet. Dabei wird in der Regel
durch einen piezokeramischen Sensor am Motorblock der Körperschall gemessen. Eine
klopfende Verbrennung ruft charakteristische hochfrequente Wellen hervor. So wie der
Sensor ein Klopfen misst, wird die Zündung solange auf einen späteren Zeitpunkt verstellt,
bis kein Klopfen mehr auftritt. Dadurch wird ein Betrieb nahe der Klopfgrenze ermöglicht.
Folglich kann so früh wie möglich gezündet werden, was einen optimalen Wirkungsgrad
bewirkt. Eine Antiklopfregelung ermöglicht daher auch einen optimalen Betrieb mit
Kraftstoffen unterschiedlicher Oktanzahlen, bei serienbedingten Abweichungen und bei
betriebsbedingten Veränderungen.
Die Klopfneigung wird durch weitere Parameter beeinflusst. Bei niedrigen
Ansaugtemperaturen, bei Abgasrückführung und bei einer guten Kühlung ist das
516
Temperaturniveau nach der Verdichtung und damit die Klopfneigung geringer. Kleinere
Motore haben gegenüber größeren eine geringe Klopfneigung, weil das Verhältnis Oberfläche
zu Volumen und damit die Wärmeabfuhr an die Wand größer ist.
Für die adiabate Verbrennungstemperatur bei isochorer Verbrennung folgt analog zu Gl.
(10.1-15)
ϑad =
∆h
hu
− diss + ϑL .
(1 + λ ⋅ L ) ⋅ cv,G cvG
(10.3-1)
Wegen c v ≈ 0,7 ⋅ c p ergeben sich bei isochorer Verbrennung höhere Temperaturen als bei
isobarer Verbrennung. Bei stöchiometrischer, isochorer Verbrennung beträgt die adiabate
Verbrennungstemperatur von Benzin 2380 °C ohne Luftvorwärmung. Die entsprechende
Temperatur bei isobarer Verbrennung betrug 1950 °C (siehe Bild 3-6). Bei dieser hohen
Temperatur von 2380 °C besitzt das Verbrennungsgas relativ hohe Anteile an dissoziierten
Komponenten (5 % CO; 1 % H2). Auf Grund der Luftvorwärmung bei der Verdichtung auf
etwa 500 °C stellen sich im Motor maximale Temperaturen von etwa 2800 °C ein, so dass
noch höhere Konzentrationen von CO und H2 vorliegen. Unter Gleichraumbedingungen ist
somit eine vollständige Verbrennung nicht möglich. Die dissoziierten Komponenten sind erst
unterhalb von etwa 1600 °C rekombiniert, so dass bis zu dieser Temperatur während der
Abwärtsbewegung des Kolbens noch eine Reaktion stattfindet. Auch unter idealen
Bedingungen besitzt der Otto-Motor somit auch einen Gleichdruckanteil wie beim
Seiligerprozess.
Durch die – unvermeidbar – hohen Temperaturen bildet sich trotz der kurzen Reaktionszeiten
erheblich Mengen an NOx. Da sich diese durch verbrennungstechnische Maßnahmen nur
bedingt reduzieren lassen, werden Katalysatoren im Abgas zur NOx-Umwandlung benötigt.
Beim Diesel-Motor stellen sich bei Volllast ähnliche hohe Temperaturen ein. Auf Grund des
höheren Gleichruckanteil ergibt sich wegen cp > cv zwar eine Reduzierung der Temperatur,
die jedoch wegen der höheren Luftvorwärmung durch die stärkere Verdichtung wieder
ausgeglichen wird. Lediglich bei Teillast stellen sich wegen λ > 1 geringere Verbrennungstemperaturen ein.
Der Otto-Motor hat gegenüber dem Diesel-Motor den Vorteil, dass durch die Vormischung
das Benzin sehr schnell verbrennt. Dadurch können sehr hohe Drehzahlen erreicht werden
und die Verbrennung läuft weitestgehend im optimalen Bereich bei gleichem Volumen ab.
Nachteilig beim Otto-Motor im Vergleich zum Diesel-Motor ist zum einen das geringere
Verdichtungsverhältnis und zum anderen die Drosselverluste. Zur Leistungsregelung muss
beim Otto-Motor nicht nur der Kraftstoff, sondern auch die Luft geregelt werden, da die
Luftzahl stets eins betragen muss. Die Luft wird beim Einströmen in den Zylinder gedrosselt.
Je stärker die Drosselung ist, desto geringer ist der Druck der Luft im Zylinder, der im
Extremfall nur etwa 0,8 bar betragen kann. Bei der Verdichtung und dann nach der
Verbrennung wird folglich ein geringerer Druck erreicht als unter Volllast ohne Drosselung.
Der Otto-Motor hat dadurch insbesondere im Teillastbereich einen kleineren Wirkungsgrad
als der Diesel-Motor. Der geringere Kraftstoffverbrauch des Diesel- gegenüber dem OttoMotor ist jedoch nicht nur in dem höheren Wirkungsgrad begründet, sondern auch im höheren
Energieinhalt pro Volumeneinheit (Liter), des Kraftstoffs. Dieser Unterschied beträgt auf
Grund der verschiedenen Dichte etwa 14 %, worauf bei den Heizwerten bereits hingewiesen
worden ist. Durch die homogenere Kraftstoffverteilung ist beim Otto-Motor bei der
517
Auslegung eine größere Variationsmöglichkeit als beim Dieselmotor gegeben. So liegt das
Verhältnis Hublänge zu Zylinderdurchmesser im Bereich 0,8 < s/d < 1,2 und das Volumen
pro Zylinder im Bereich 300 bis 600 cm3.
Zur Verringerung dieser Drosselverluste wird bei einer neueren Art der Otto-Motoren das
Benzin nicht mehr in die Ansaugluft vergast. Weitgehend unabhängig von der Leistung kann
dann stets der Luftstrom ungedrosselt angesaugt und verdichtet werden. Nach der
Verdichtung wird das Benzin eingespritzt, was meist mit der Zusatzbezeichnung i für
injection bei der Typbezeichnung angegeben wird. Das Benzin muss nun derart eingespritzt
werden, dass an der Kerze zum Zeitpunkt der Zündung stets ein zündfähiges Gemisch
vorliegt. In Bild 10.3-1 sind die gegenwärtigen Prinzipien der Benzineinspritzung dargestellt.
Beim strahlgeführten Verfahren wird der Kraftstoffstrahl direkt an die Kerze geführt. Beim
wandgeführten Verfahren wird der Kraftstoff in eine Mulde des Kolbenkopfes gespritzt. Der
Strahl wird so umgelenkt, dass er senkrecht auf die Kerze trifft. Beim luftgeführten Verfahren
wird die Luft verdrallt, so dass diese den Kraftstoff in tangentialer Strömung an die Kerze
führt. In allen Verfahren muss sichergestellt werden, dass an der Kerze an nahezu
stöchiometrisches Gemisch vorliegt, um eine sichere Zündung zu gewährleisten.
Der Magerbetrieb lässt sich nur in wenigen Fahrzuständen aufrecht erhalten, da das
Drehmoment dann sehr gering und das Abgas schwer zu reinigen ist.
Bild 10.3-1:
Prinzipien der Benzineinspritzung
Gasmotore
In Gasmotoren wird entsprechend dem Namen Gas als Energieträger zur Erzeugung von
mechanischer Energie genutzt. Die Art der Gase kann dabei sehr vielfältig sein. Zum Einsatz
kommen hauptsächlich Erdgas, Schwachgase, Biomassengase, Klärgase und Pyrolysegas. Der
Gasmotor funktioniert analog zum Otto-Motor. Das Gas und die Luft werden vorgemischt
und dann in den Zylinder eingesaugt. Die Verdichtung ist wiederum durch die
Selbstentzündung begrenzt. Die verschiedenen zur Nutzung kommenden Gase haben sehr
unterschiedliche Zündtemperaturen. Methan mit seiner geringen Flammengeschwindigkeit ist
sehr klopffest. Wasserstoff mit der sehr hohen Flammengeschwindigkeit ist am wenigsten
klopffest. Zur Charakterisierung der verschiedenen Gase wird eine Methanzahl MZ definiert.
Methan hat den Referenzwert 100, Wasserstoff 0. In Tabelle 10.3-1 sind beispielhaft für
einige Gase die Methanzahlen aufgeführt [8.8].
Je höher die Methanzahl ist, je höher kann die Verdichtung sein, was zu einem besseren
Wirkungsgrad führt. Schwachgase mit hohen Anteilen von CO2 und N2 haben zwar hohe
Methanzahlen, die Flammen- und damit die Verbrennungsgeschwindigkeiten sind jedoch
518
gering. Dies führt zu einer längeren Wärmefreisetzung, so dass der Anteil der
Gleichdruckverbrennung gegenüber der Gleichraumverbrennung zunimmt, wodurch der
Wirkungsgrad wieder verringert wird.
Viele Klär, Deponie- und Biogase enthalten Anteile von Chlor, Schwefel und Fluor. Diese
bilden Säuren, die korrosiv wirken und die Standzeit des Schmieröls herabsetzen. Staub, der
in vielen Gasen enthalten ist, wirkt abrasiv. Dämpfe von höheren Kohlenwasserstoffen
können an der kalten Zylinderwand kondensieren und verkleben. Daher sind für diese Stoffe
Höchstwerte angegeben, um den Dauerbetrieb von Gasmotoren gewährleisten zu können.
Gas
Wasserstoff H2
Propan C3H8
Ethan C2H6
Kohlenmonoxid CO
Methan CH4
Kokereigas
Erdgas
Klärgas
Holzgas
Deponiegas
Zusammensetzung in %
31 CH4; 55 H2; 8 CO; 1 CO2; 1 O2, 4 N2
88 CH4; 5 C2H6; 2 C3H8; 5 N2
60 CH4; 3 H2; 32 CO2; 5 N2
3 CH4; 2 C2H6; 7 H2; 17 CO, 15 CO2; 56 N2
50 CH4; 40 CO2; 1 O2; 9 N2
MZ
0
34
44
62
100
41
50
130
132
149
Tabelle 10.3-1-3: Methanzahlen einiger Gase nach Zahoransky 2002
Gasturbinen
Wirkungsweise
Gasturbinen sind Verbrennungskraftmaschinen, in denen der Brennstoff in einer speziellen
Kammer verbrennt und durch die Ausdehnung der Verbrennungsgase in Schaufeln eine Welle
in Drehung versetzt wird. Das Prinzip der Turbine und der zugehörige Prozess im T,sDiagramm sind in Bild 10.3-2 dargestellt. Luft aus der Umgebung wird bei der Turbine durch
einen Kompressor vom Umgebungsdruck p1 auf den Druck p2 verdichtet. In die verdichtete
Luft wird in einer ringförmig angeordneten Kammer der Brennstoff eingedüst, wozu ein
Sekundärluftstrom verwendet wird. Zur Begrenzung der Verbrennungsgastemperatur auf T3
wird die Luft in großem Überschuss zugeführt. Die Verbrennung verläuft in der Kammer
annähernd isobar. Die Verbrennungsgase dehnen sich in der Turbine auf den
Umgebungsdruck p1 aus. Dabei wird das Turbinenschaufelrad in Drehung versetzt. Der
Kompressor wird von der Turbine angetrieben. Die Gase verlassen die Turbine mit der
Temperatur T4, wobei die Abkühlung auf Umgebungstemperatur als isobar betrachtet wird.
519
Bild 10.3-2:
Prinzip des Turbinenprozesses
Die Berechnung des gesamten Prozesses der Gasturbine unter Berücksichtigung der
Verbrennung und der Änderung der Stoffwerte des Gases ist relativ aufwändig. Hierzu sei auf
die einschlägigen Bücher der Thermodynamik und Energietechnik wie beispielsweise
Lechner, Seume (2007) und Lefebre (1989) verwiesen.
In einer Näherung lässt sich der Wirkungsgrad jedoch recht einfach beschreiben, wenn man
den Gasturbinenprozess als offenen Luftprozess betrachtet. Hierbei wird ein Luftstrom
verdichtet, anstatt der Verbrennung wird ein Wärmestrom zugeführt und die so erwärmte Luft
entspannt anschließend in der Turbine. Für den Wirkungsgrad dieses einfachen
Turbinenprozesses gilt
η=
Ptur − Pver
,
ɺ
Q
zu
wobei Ptur die Turbinenleistung der Entspannung, Pver die benötigte Leistung des Verdichters
ɺ der zugeführte Wärmestrom ist. Die spezifische Leistung der Verdichtung beträgt
ist und Q
zu
Pver
κ −1




p2 κ

= c p ⋅ T1 ⋅   − 1 ,
 p1 



(10.3-2)
die spezifische Leistung der Entspannung in der Turbine
κ −1


κ


p

4
Ptur = c p ⋅ T3 ⋅   − 1
 p3 



(10.3-3)
und die zugeführte spezifische Wärme
ɺ = c ⋅ (T − T ) .
Q
zu
p
3
2
Damit ergibt sich für den Wirkungsgrad mit p3 / p 4 = p 2 / p1
(10.3-4)
520
κ −1


 p2 
T1  p 2  κ




1 −   − ⋅   − 1

T3  p1 
 p1 


.
η=
κ−1


T p  κ
1 − 1 ⋅  2  − 1

T3  p1 


1− κ
κ
(10.3-5)
Der Wirkungsgrad ist in Bild 10.3-3 in Abhängigkeit vom Druckverhältnis der Verdichtung
mit der Verbrennungstemperatur als Parameter gezeigt (Baehr 2002).
Bild 10.3-3:
Wirkungsgrad des einfachen Gasturbinenprozesses (Luftprozess) für einen
Kompressor- und Turbinenwirkungsgrad von jeweils 0,9 nach Baehr 2002
Der Wirkungsgrad des Kompressors und der Turbine wurde jeweils zu 0,9 angenommen,
ebenso der mechanische Wirkungsgrad der Welle. Aus dem Bild ist ersichtlich, dass der
Wirkungsgrad mit dem Druckverhältnis zunächst ansteigt, ein Maximum erreicht und danach
folglich wieder abfällt. Mit zunehmendem Druckverhältnis steigt sowohl die Leistung der
Turbine und die davon abzuziehende Leistung des Verdichters. Der Anstieg ist jedoch
unterschiedlich, so dass ein Maximum auftritt. Je höher die Verbrennungstemperatur ist, desto
höhere Wirkungsgrade ergeben sich. Um also hohe Wirkungsgrade bei Turbinen zu erreichen,
müssen die Turbineneintrittstemperaturen möglichst hoch sein. Diese sind jedoch durch die
Materialfestigkeiten begrenzt. Durch Verwendung hochwarmfester Werkstoffe und durch
Kühlung der Turbinenschaufeln sind heutzutage Temperaturen bis zu 1300 °C möglich. Zur
Schaufelkühlung wird ein kleiner Teilstrom der verdichteten Luft durch Teile des Läufers und
der Schaufeln zu deren Kühlung geleitet und dem in der Turbine expandierenden
Verbrennungsgas wieder beigemischt.
521
Für den Grenzfall unendlich hoher Verbrennungstemperatur ( T3 / T1 → ∞ ) ergibt sich aus der
Gleichung (10.3-5) für den Wirkungsgrad
1−χ
η(T3 = ∞ ) = 1 − (p1 / p 2 ) χ = 1 − ε1−χ .
(10.3-6)
Dieses ist der Wirkungsgrad für den Gleichraum-Motorprozess, wie aus den Gleichungen
(10.-6) und (10.-2) ersichtlich ist. Diesem Prozess nähern sich langsam drehende
Dieselgroßmotore an, wie bereits im vorherigen Abschnitt erläutert wurde. Daher besitzen
Gasturbinen prinzipielle niedrigere Wirkungsgrade als solche Dieselmotore. In Otto- und
Dieselmotoren liegt die Verbrennungstemperatur weit oberhalb 2000 °C, wie aus Bild 10.-8
ersichtlich ist. In das Bild 10.-16 ist noch die Linie eingetragen, bei der die Gasturbine die
maximale Leistung aufweist. Der Wirkungsgrad bei dieser Leistung ist um 10 bis 15 %
niedriger als der maximale Wirkungsgrad. Das Druckverhältnis bei maximaler Leistung ist
erheblich niedriger als bei maximalem Wirkungsgrad. Daher muss man im Betrieb stets einen
Kompromiss zwischen maximaler Leistung und maximalem Wirkungsgrad finden.
Gasturbinen im Industrie- und Kraftwerkseinsatz erreichen nach dem gegenwärtigen Stand
Wirkungsgrade zwischen 32 bis 36 % bei einem Verdichtungsdruck von 15 bis 25 bar, in
Sonderfällen bis 40 %. Werden die Turbinenabgase, die um 600 °C heiß sind, in einem
nachgeschalteten Dampfkraftprozess genutzt, liegt der Gesamtwirkungsgrad entsprechend
höher. Die Leistung von Turbinen können bis zu 300 MW betragen. Gasturbinen besitzen den
Vorteil einer schnellen Regelbarkeit der Leistung in einem großen Bereich. Daher eigenen sie
sich sowohl für den Dauerbetrieb als auch für den Spitzenlastbetrieb.
Brennkammern
Der prinzipielle Aufbau einer Gasturbine wird mit Bild 10.3-4 veranschaulicht. Luft aus der
Umgebung wird in dem Kompressorbereich verdichtet und durch die Brennkammer geleitet.
In dieser wird ein gasförmiger oder flüssiger Brennstoff verbrannt. Die heißen
Verbrennungsgase strömen anschließend durch die Schaufeln des eigentlichen
Turbinenbereiches. Die Welle treibt den Kompressor an und gibt mechanische Arbeit ab.
Bild 10.3-4:
Prinzipieller Aufbau einer Turbine
522
Bei der Flugzeugturbine besteht das Ziel darin, eine hohe Austrittsgeschwindigkeit des
Verbrennungsgases zu erreichen und folglich die Verbrennungsenergie in kinetische Energie
umzuwandeln. Die Turbine ist lediglich so groß ausgelegt, um den Kompressor anzutreiben.
Zur Erzeugung hoher Austrittsgeschwindigkeiten ist die gesamte Turbine als Diffusor und
Düse ausgelegt.
Gasturbinenbrennkammern
müssen
folgenden
Anforderungen
genügen:
hoher
Stabilitätsbereich unter mageren und fetten Bedingungen, hoher Regelbereich von Luftzahlen
zwischen 2 und 5, hohe Temperaturgleichmäßigkeit am Austritt der Brennkammer, da
Temperaturspitzen Schädigungen der Schaufeln und hohe NOx-Emissionen hervorrufen,
zuverlässige Zündung (insbesondere gute Wiederzündeigenschaften bei Flugtriebwerken),
betreibbar mit verschiedenen Brennstoffen bei Industrieturbinen, kleine Baugrößen, d. h.
Brennstoff und Luft müssen auf kurzem Wege intensiv vermischt werden, keine
Verbrennungsinstabilitäten mit Pulsationen und natürlich geringe Emissionen.
Die Bauformen der Turbinenbrennkammern kann man prinzipiell in Rohrbrennkammern und
Ringbrennkammern einteilen, die anhand von Bild 10.3-5 beschrieben werden.
Rohrbrennkammern oder auch Silobrennkammern genant sind eigenständige Brennkammern,
in denen der Brennstoff axial eingedüst wird. Flüssige Brennstoffe werden entsprechen
zerstäubt und verdampft. Ein Teilstrom der komprimierten Luft wird durch Drallschaufeln
direkt an den Düsen vorbeigeleitet. Durch den Drall soll eine hohe Zündstabilität
gewährleistet werden. Die übrige Luft wird durch Löcher oder Schlitzte in der inneren
Brennkammerwand gestuft zugeführt und vermischt sich mit dem Verbrennungsgas. Von
diesen Rohrbrennkammern sind mehrere über dem Umfang verteilt angeordnet. Dadurch
besteht der Nachteil, dass die heißen Verbrennungsgase über einen Ringquerschnitt zum
Turbineneintritt verteilt werden muss. Dieses Übergangsteil ist thermisch hoch belastet und
muss daher gekühlt werden. Der Vorteil besteht in der einfachen Bauart und im leichten
Austausch einzelner Kammern. Stationäre Turbinen haben üblicherweise Rohrbrennkammern.
523
Bild 10.3-5:
Prinzipieller Aufbau einer Turbinenbrennkammer
Bei Ringbrennkammern ist die gesamte Brennkammer entsprechend dem Namen ringförmig
um die Welle angeordnet. An der Stirnseite sind ringförmig viele Brennerdüsen verteilt. Ein
Luftstrom wird wieder direkt zu den Brennerdüsen geleitet, der andere Luftstrom wird bis
zum Turbineneintritt zugemischt. Mit diesen Brennkammern sind höhere Turbineneintrittstemperaturen möglich und die Emissionen sind etwas geringer. Ringbrennkammern werden
typischerweise in Flugturbinen eingesetzt.
Als Brennstoffe können gasförmige und flüssige Brennstoffe eingesetzt werden. Bei
Gasturbinenkraftwerken überwiegen die gasförmigen Brennstoffe, bei Flugturbinen die
flüssigen. Bei gasförmigen Brennstoffen muss die Brennkammer stets auf die Art des Gases,
wie Erdgas, Schwachgas, ausgelegt sein. Änderungen des Heizwertes können nur im
begrenzten Maße durch die Regelung ausgeglichen werden. Bei den flüssigen Brennstoffen
überwiegen Destillate. Schwere Heizöle werden nur bei langen Betriebszeiten eingesetzt.
Hierbei muss jedoch in der Regel die Turbineneintrittstemperatur abgesenkt werden, was sich
nachteilig auf den Wirkungsgrad auswirkt, und die Schaufeln müssen regelmäßig gereinigt
werden.
Emissionen
Da mit hohem Luftüberschuss verbrennt wird und die inneren Brennkammerwände relativ
heiß sind, werden Kohlenmonoxid und Kohlenwasserstoff nahezu nicht emittiert.
Rußemissionen sind selbst bei flüssigen Brennstoffen nur minimal. Allerdings wird
thermisches NOx gebildet. Zur Reduzierung der NOx-Emissionen wird Wasser oder
Wasserdampf zugegeben. Hierdurch werden die Spitzentemperaturen abgesenkt. In Bild 10.36 ist die relative Absenkung der NOx-Emission in Abhängigkeit vom Verhältnis Wasser- zu
Brennstoffstrom gezeigt. Hieraus ist ersichtlich, dass durch diese Maßnahme die NOx-
524
Emissionen erheblich gesenkt werden können. Allerdings ergeben sich einige Nachteile. Das
Wasser muss voll entsalzt werden, um Korrosion und Verzunderung der Schaufeln zu
vermeiden. Der Wirkungsgrad sinkt bei der Zugabe von flüssigem Wasser bis zu 5 % bei
einem Wasser/Brennstoffverhältnis bis zu eins. Wird dagegen Dampf eingeblasen der durch
Abwärme erzeugt wird, so steigt neben der Leistung auch der Wirkungsgrad. Durch die
Zugabe können jedoch Druckschwingungen entstehen, die die Lebensdauer beeinträchtigen
können.
Bild 10.3-6:
Minderung der NOx-Emissionen durch Eindüsung von Dampf und flüssigem
Wasser nach Becher et al. (1986)und Hilt et al. (1984)
Wegen dieser Nachteile sind so genannte trockene Verfahren zur NOx-Minderung in der
Entwicklung. Hierbei werden Luft und Brennstoff vor der Zündung weitgehend vorgemischt,
als so genannte Vormischbrenner. Als Beispiel sind in Bild 10.3-7 die NOx-Emissionen von
Diffusions- und Vormischbrennern bei Gasturbinenbrennkammern miteinander verglichen.
Hieraus ist ersichtlich, dass diese Brenner ein erhebliches Potential zur NOx-Absenkung
besitzen.
525
Bild 10.3-7:
Minderung der NOx-Emissionen bei vorgemischter und diffusiver Verbrennung
nach Becher et al. (1986) und Hilt et al. (1984)
Für eine detaillierte Beschreibung der Verbrennungstechnologie bei Gasturbinen sei auf die
einschlägigen Lehrbücher, wie z. B. Joos (2006) verwiesen.