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

( ) khk V/VV +=ε , (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

χε=1

2

p

p (10.1-2)

bzw.

112 T/T −χε= , (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

21 v/v=ε und die Expansion von 4 nach 1 werden als adiabat angenommen. Für den

thermischen Wirkungsgrad dieses sogenannten Gleichraumprozess gilt

( )( )23v

14v

zu

abth TTc

TTc1

q

q1

−⋅

−⋅−=−=η . (10.1-4)

Die Temperaturänderung bei der Expansion beträgt

1

4

3

T

T −χε= . (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

1th

11

−χε−=η . (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

( )( )23p

14v

zu

abth TTc

TTc1

q

q1

−

−−=−=η (10.1-6b)

Der Volumenanteil der Gleichraumverbrennung wird als Einspritzverhältnis (Gleichraumanteil) bezeichnet

2

3

V

V=ϕ (10.1-7)

bezeichnet. Die Temperaturänderungen betragen bei der Gleichdruckverbrennung

ϕ==2

3

2

3

V

V

T

T (10.1-8)

und bei der isentropen Expansion

504

11

3

4

4

3

V

V

T

T−χ−χ

ϕ

ε=

= . (10.1-9)

Diese beiden Gleichungen und Gl. (10.1-3) in die Gl. (10.1-6b) eingesetzt, ergibt für den thermischen Wirkungsgrad

( )1

111

1th−ϕ⋅χ

−ϕ⋅

ε−=η

χ

−χ. (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 ( 4,1=χ ) 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

( )( ) ( )34p23v

15v

zu

abth TTcTTc

TTc1

q

q1

−⋅+−⋅

−⋅−=−=η , (10.1-11)

Für die Temperaturänderungen gelten bei der istentropen Verdichtung Gl. (10.1-3), bei der isochoren Wärmezufuhr

505

ψ==2

3

2

3

p

p

T

T, (10.1-12)

wobei ψ als Drucksteigerungsverhältnis (Gleichraumanteil) bezeichnet wird, bei der isobaren

Wärmezufuhr

ϕ==3

4

3

4

V

V

T

T (10.1-13)

und

1

4

5

5

4

V

V

T

T−χ

= (10.1-14)

bei der isentropen Expansion. Mit diesen Gleichungen sowie V3 = V2, V5 = V1 und p3 = p4 folgt aus Gl. (10.1-11)

( )11

111

1th−ϕψ⋅χ+−ψ

−ϕ⋅ψ⋅

ε−=η

χ

−χ. (10.1-15)

Der Seiligerprozess geht mit den Grenzwerten 1=ψ in den Gleichdruckprozess und mit

1=ϕ 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 Auf-

la-

dung

Verdich-

tung

εεεε

Drehzahl

min-1

Verbrauch

g/kWh

Hubraum-

leistung

kW/dm3

ηth

%

Ottomotoren

Rennmotoren nein 12 … 16 14000 … 20000 - 110 … 500 - Pkw-Motoren nein

ja 8 … 12 7 … 9

4500 … 7500 5000 … 7000

350 … 250 380 … 280

35 … 60 50 …100

27 – 34 23 - 31

Dieselmotoren

Pkw-Motoren IDI

nein ja

20 … 24 20 … 24

3500 … 5000 3500 … 4500

320 … 230 290 … 220

20 … 30 25 … 40

27 – 37 30 – 39

Pkw-Motoren DI

ja 18 … 20 4000 … 4500

195 … 205 35 … 60 42 – 44

NKW-Motoren DI

nein ja

16 … 18 15 … 17

2000 … 4000 2000 … 3200

280 … 210 230 … 205

10 … 15 15 … 20

31 – 41 37 – 42

mittelschnelle 4-Takt-Motoren

ja 13 … 15 350 … 750 210 … 186 5 … 12 41 – 46

2-Takt-Groß-motoren

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 Dichte

kg/l Siede-temperatur °C

Spez. Ver-dampfungs-enthalpie kJ/kg

Zünd-tempe-ratur °C

Untere Zündgrenze Vol.-% Gas in Luft

obere Zündgrenze Vol.-% Gas in Luft

Ottokraftstoff Normal Super Flugbenzin Kerosin Dieselkraftstoff

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

≈ 8 - ≈ 8 ≈ 7,5 ≈ 7,5

Tabelle 10.1-2: Charakterisierung typischer Kraftstoffe

507

Otto-Bezugskraftstoff n-Heptan C7H16: Oktanzahl 0 Paraffine: kettenförmig, gesättigt, einfache Bindung, hohe Zündwilligkeit

Otto-Bezugskraftstoff iso-Oktan C8H18: Oktanzahl 100 Iso-Paraffine: kettenförmig, verzweigt, zündunwillig, klopffest

Diesel-Bezugskraftstoff α -Methylnaphthalin C11H10: Cetanzahl 0 Naphthene (Zyklo Paraffine): ringförmig, Einfachbindung, geringe Zündwilligkeit

Diesel-Bezugskraftstoff n-Hexadecan (Cetan) C16H34: Cetanzahl 100 Paraffine: kettenförmig, einfache Bindung, hohe 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 n-Heptan 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

H – C – C – C – C – C – C – C – H

H H H H H H H

H H H H H H H

H – C – C – C – C – C – H

H CH3 H CH3 H

H CH3 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 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

H

H

H

H H

H

H

CH

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

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.

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

Tem

pera

tur

Verdichtungsverhältnis

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.

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 Gleichdruck- verbrennung nach Pischinger et al. 2002

Bild 10.2-5: Reales p,V-Diagramm eines Dieselmotors bei Voll- und Teillast

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 Gleichraum-verbrennung. 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 Pkw-Motoren 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 Kraftstoff-Luft-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-Luft-Gemisch 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

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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)

( ) L

vG

diss

G,v

uad c

h

cL1

hϑ+

∆−

⋅⋅λ+=ϑ . (10.3-1)

Wegen pv c7,0c ⋅≈ 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 Verbrennungs-temperaturen 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 Otto-Motor 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

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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

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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

Zusammensetzung in %

MZ

Wasserstoff H2 0

Propan C3H8 34

Ethan C2H6 44

Kohlenmonoxid CO 62

Methan CH4 100 Kokereigas 31 CH4; 55 H2; 8 CO; 1 CO2; 1 O2, 4 N2 41 Erdgas 88 CH4; 5 C2H6; 2 C3H8; 5 N2 50

Klärgas 60 CH4; 3 H2; 32 CO2; 5 N2 130

Holzgas 3 CH4; 2 C2H6; 7 H2; 17 CO, 15 CO2; 56 N2 132

Deponiegas 50 CH4; 40 CO2; 1 O2; 9 N2 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,s-Diagramm 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.

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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

zu

vertur

Q

PPɺ

−=η ,

wobei Ptur die Turbinenleistung der Entspannung, Pver die benötigte Leistung des Verdichters

ist und zuQɺ der zugeführte Wärmestrom ist. Die spezifische Leistung der Verdichtung beträgt

−

⋅⋅=

κ

−κ

1p

pTcP

1

1

21pver , (10.3-2)

die spezifische Leistung der Entspannung in der Turbine

−

⋅⋅=

κ

−κ

1p

pTcP

1

3

43ptur (10.3-3)

und die zugeführte spezifische Wärme

( )23pzu TTcQ −⋅=ɺ . (10.3-4)

Damit ergibt sich für den Wirkungsgrad mit 1243 p/pp/p =

520

−

⋅−

−

⋅−

−

=η

κ

−κ

κ

−κ

κ

κ−

1p

p

T

T1

1p

p

T

T

p

p1

1

1

2

3

1

1

1

2

3

1

1

1

2

. (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.

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Für den Grenzfall unendlich hoher Verbrennungstemperatur ( ∞→13 T/T ) ergibt sich aus der

Gleichung (10.3-5) für den Wirkungsgrad

( ) ( ) χ−χ

χ−

ε−=−=∞=η 11

213 1p/p1T . (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

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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.

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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 Turbineneintritts-temperaturen 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 10.3-6 ist die relative Absenkung der NOx-Emission in Abhängigkeit vom Verhältnis Wasser- zu Brennstoffstrom gezeigt. Hieraus ist ersichtlich, dass durch diese Maßnahme die NOx-

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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.

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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.