DANKSAGUNG | ACKNOWLEDGEMENT · 5 Abbildung 60: Darstellung des Brennraums aus der Draufsicht mit...

DANKSAGUNG | ACKNOWLEDGEMENT

Dieser Bericht ist das wissenschaftliche Ergebnis einer Forschungsaufgabe, die von der

Forschungsvereinigung Verbrennungskraftmaschinen (FVV) e. V. gestellt und am Institut für

Verbrennungsmotoren und Kraftfahrwesen (IVK) der Universität Stuttgart unter der Leitung

von Prof. Dr.-Ing Michael Bargende und am Laboratorium für Aerothermochemie und

Verbrennungssystem (LAV) der ETH Zürich unter der Leitung von Prof. Dr. Konstantinos

Boulouchos bearbeitet wurde.

Die FVV dankt den Professoren Bargende und Boulouchos und den wissenschaftlichen

Bearbeitern Ömer Ünal (IVK) und Sushant Sunil Pandurangi (LAV) für die Durchführung des

Vorhabens sowie der Arbeitsgemeinschaft industrieller Forschungsvereinigungen (AiF) e. V.

für die finanzielle Förderung im Rahmen des internationalen Förderprogramms CORNET

(Collective Research Networking). Das Vorhaben wurde von einem Arbeitskreis der FVV unter

der Leitung von Christian Barba (Robert Bosch GmbH) begleitet. Diesem projektbegleitenden

Ausschuss gebührt unser Dank für die große Unterstützung.

Das Forschungsvorhaben wurde im Rahmen des Programms zur Förderung der industriellen

Gemeinschaftsforschung (IGF/CORNET-Nr. 18983 N) vom Bundesministerium für Wirtschaft

und Energie (BMWi) über die Arbeitsgemeinschaft industrieller Forschungsvereinigungen

(AiF) e. V. aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert.

1

Kennwort: Dieselverbrennung auf homogenem Grundgemisch

Vorhaben Nr. 1219

Phänomenologische Modellierung der Dieselverbrennung auf homogenem Grundgemisch

Abschlussbericht

Kurzfassung:

Für die Reduzierung der Kohlenstoffdioxid-Emissionen in Nutzfahrzeugen kann Erdgas mit Methan als Hauptbestandteil als alternativer Kraftstoff genutzt werden. Aufgrund des Kohlenstoff-/Wasserstoff-Atomverhältnisses werden bei gleicher Energiemenge ca. 20% weniger Kohlenstoff-dioxidemssionen bei Methan produziert im Vergleich zu Benzin oder Diesel. In dem Forschungs-projekt wurde ein Dual-Fuel-Konzept modelliert. Hierbei soll der Motor weiterhin uneingeschränkt auch für reinen Dieselbetrieb nutzbar sein, im Dual-Fuel-Betrieb wird dann ca. 20 bis 80% des Dieselkraftstoffs durch Erdgas ersetzt.

Im Rahmen des Forschungsvorhabens wurde ein phänomenologisches Brennverlaufsmodell ent-wicklelt und validiert. Das Modell basiert zum einen auf umfangreiche Messdaten aus dem For-schungsprojekt [1]. Zum anderen auf den Erkenntnissen von 3D-CFD-Berechnungen und Versu-chen an einer Langhub-Kompressionsmaschine, die im Rahmen des Forschungsprojekts an der ETH Zürich durchgeführt wurden. Das Modell bildet physikalische und chemische Vorgänge ab und trägt dem Erkenntnisgewinn der innermotorischen Phänomene bei einer Dieselverbrennung auf homogenem Grundgemisch bei.

Basis der Modellentwicklung war eine intensive Messdatenanalyse. Hierfür wurde u.a. der Diesel-Anteil der DualFuel-Verbrennung mit einem gut abgestimmten Diesel-Brennverlaufsmodell simu-liert, um über die Differenz zwischen dem Gesamtbrennverlauf aus der Messdatenanalyse und der modellierten Dieselumsetzung Erkenntnisse zum zeitlichen Ablauf des CNG-Umsatzes zu gewin-nen.

Das Ziel des Forschungsvorhabens ist erreicht worden.

Berichtsumfang: 71 S., 73 Abb., 4 Tab., 26 Lit. Beginn der Arbeiten: 01.01.2016 Ende der Arbeiten: 31.12.2018 Zuschussgeber: BMWi / IGF-Nr. 18983 N Forschungsstelle: IVK Universität Stuttgart Leiter: Professor Dr.-Ing. Michael Bargende Bearbeiter und Verfasser: M.Sc. Ömer Ünal Obmann des Arbeitskreises: Dr. Christian Barba Vorsitzender des Beirates: Dr. T. Lösche-ter Horst, Volkswagen AG Weitere Berichte zum Forschungsvorhaben: R xxx (Datum)

- 2 -

Inhaltsverzeichnis

1 Management report .................................................................................................................. 6

2 Einleitung ................................................................................................................................. 7

3 Grundlagen und Stand der Technik ......................................................................................... 8

3.1 Konventionelle dieselmotorische Verbrennung ............................................................... 10

3.2 Konventionelle gasmotorische Flammenausbreitung ...................................................... 12

3.3 Raumzündung ................................................................................................................ 13

3.4 Phänomenologische Verbrennungsmodelle .................................................................... 17

3.4.1 Thermodynamische Grundlagen ............................................................................................................................... 17

3.4.2 Modellierung der konventionellen dieselmotorischen Verbrennung ........................................................ 18

3.4.3 Modellierung der konventionellen ottomotorischen Verbrennung ........................................................... 21

3.4.4 Modellierung der Selbstzündung ............................................................................................................................. 23

4 Messdatenanalyse ................................................................................................................. 24

4.1 Versuchsträger ............................................................................................................... 24

4.2 Versuchsprogramm ........................................................................................................ 26

4.3 Messdatenauswertung .................................................................................................... 27

4.4 Variation der Substitutionsrate ........................................................................................ 28

4.5 Raildruckvariation ........................................................................................................... 33

4.6 Variation des Einspritzzeitpunkts .................................................................................... 36

4.7 Variation der AGR-Rate .................................................................................................. 39

4.8 Variation der Ladelufttemperatur ..................................................................................... 41

4.9 Variation des Luftverhältnisses ....................................................................................... 44

4.10 Propan-Beimischung ................................................................................................... 51

5 Beschreibung des neuen Modellansatzes .............................................................................. 53

5.1 Umsatz von CNG innerhalb des Dieselstrahls („Entrainment“) ........................................ 54

5.2 Berechnung der laminar-turbulenten Flammenausbreitung ............................................. 57

5.3 Berechnung der Raumzündung ...................................................................................... 59

6 Validierung des neuen Modellansatzes .................................................................................. 61

6.1 Umsatz im Dieselstrahl: Entrainment-Ansatz .................................................................. 61

6.2 Validierung des Gesamtmodells ..................................................................................... 62

6.3 Substitutionsratenvariation .............................................................................................. 63

6.4 Luftverhältnisvariation ..................................................................................................... 65

6.5 Einspritzzeitpunktvariation .............................................................................................. 67

7 Zusammenfassung und Ausblick ........................................................................................... 69

8 Literaturangaben .................................................................................................................... 70

3

Abbildungsverzeichnis

Abbildung 1: Die Entwicklung des Personenverkehrsaufwands in verschiedenen Regionen der Welt mit Berücksichtigung der mittleren jährlichen Wachstumsrate, [2, S. 10] ................................. 7 Abbildung 2:Unterschiedliche Konzepte der Gasmotoren, [1] ......................................................... 8 Abbildung 3: Unterschiedliche Verbrennungsmechanismen, [9] ...................................................... 9 Abbildung 4: Einteilung der Verbrennungsmodi nach [11, S. 44] ..................................................... 9 Abbildung 5: Die phänomenologische Beschreibung einer Dieselkeule, [13] ................................. 10 Abbildung 6: Darstellung der charakteristischen Zeiten eines Brennverlaufs bei Direkteinspritzung ..................................................................................................................................................... 11 Abbildung 7: Der Druck besitzt einen großen Einfluss auf den Zündverzug. Wohingegen der Einfluss des Luftverhältnisses bei hohen Temperaturen nicht sonderlich voneinander abweicht. Der Inertgasanteil hingegen weist bei hohen Temperaturen einen höheren Einfluss auf den Zündverzug auf, [15]. ........................................................................................................................................ 13 Abbildung 8: Einfluss der Propanbeigabe auf den Zündverzug des Methankraftstoffs bei 100 bar und λ=1. Die Schwarze Linie gibt den Zündverzug für reines Methan an, [15]. ............................. 14 Abbildung 9:Überlagerung der Brenn- und Druckverläufe ............................................................. 15 Abbildung 10: Rohwerte und Tiefpassgefilterte Werte des Druckverlaufs ..................................... 15 Abbildung 11: Ermittlung der Klopfintensität .................................................................................. 15 Abbildung 12: Darstellung der Klopfintensitäten über eine λ-Variation .......................................... 15 Abbildung 13: Anwendung unterschiedlicher Methoden zur Überprüfung einer Selbstzündung .... 16 Abbildung 14: Dieselkeulenkontur in Abhängigkeit der Luftverhältnisbereiche [20]. ...................... 19 Abbildung 15: Turbulenz durch die Einlassströmung ..................................................................... 21 Abbildung 16: Turbulenz durch die Quetschströmung ................................................................... 21 Abbildung 17: Turbulenz durch die Einspritzung ........................................................................... 21 Abbildung 18: Darstellung einer ottomotorischen Flammenausbreitung mit charakteritischen Größen ......................................................................................................................................... 22 Abbildung 19: Modellierung der Selbstzündung durch die Weisser-Approximation nach [15] ........ 23 Abbildung 20: Prüfstandaufbau im Rahmen des Forschungsprojekts [1] ....................................... 24 Abbildung 21: Die betrachteten Drehzahl- und Lastebenen aus der Messung .............................. 26 Abbildung 22: Betriebspunkt einer Substitutsionratenvariation in unterer Teillast, Bremsblatt 419. Der geringe Umsetzungsgrad bei niedriger Teillast ist durch flacher werdende Brennverläufe bei steigenden Subsitutionsraten ersichtlich. ...................................................................................... 26 Abbildung 23: Der Komponentenanteil im Erdgas, Methan ausgeschlossen, über den Forschungszeitraum ..................................................................................................................... 27 Abbildung 24: Der Methan-Anteil im Erdgas über den Forschungszeitraum .................................. 27 Abbildung 25: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation der Substitutionsrate 235 (16 bar pmi, 1800 Upm, M3) ............................................................................................................... 28 Abbildung 26: Überlagerung der 98 Einzelarbeitsspiele an einem reinen Dieselbetriebspunkt [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar, Substitutionsrate 0%] ........................................................... 29 Abbildung 27: Überlagerung der 98 Einzelarbeitsspiele an einem Dual-Fuel Betriebspunkt [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar, Substitutionsrate 54%] ......................................................... 29 Abbildung 28: Überlagerung der Brennverläufe einer Substitutsionratenvariation [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar] ........................................................................................................................ 29 Abbildung 29: Betrachtung der Dual Fuel Verbrennung mit Einbezug der Dieselverbrennung in reiner Luftumgebung, BP 235 [1800 Upm, 17 bar, 30% Substitutionsrate] .................................... 30 Abbildung 30: Änderung des Differenzbrennverlaufs („Umsatz des Hintergrundgemischs“) über die Substitutionsratenvariation 235 [1800 Upm, 17 bar]. ..................................................................... 31 Abbildung 31: Betrachtung des Brennverlaufs und der Einzelarbeitsspielverläufe ausgewählter Betriebspunkte einer Substitutionsratenvariaton ........................................................................... 31 Abbildung 32: laminare Flammengeschwindigkeit der Substitutionsratenvariation aus Bremsblatt 235 [1800 Upm,17 bar pmi] mit Grenzen der Möglichkeit einer laminaren Flammenausbreitung .. 32 Abbildung 33: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Raildruck [1800 Upm, 16 bar pmi, M3, Bremsblatt 245] ........................................................................................................ 33

- 4 -

Abbildung 34: Brennverläufe bei einer Raildruckvariation bei mittlerer Substitutionsrate und hohen Einlasstemperaturen, Bremsblatt 245. .......................................................................................... 34 Abbildung 35: Raildruckvariation (Bremsblatt 245/2 und 245/10). Gegenüberstellung des Brennverlaufs aus der Druckverlaufsanalyse (oben), samt des simulierten Dieselbrennverlaufs (Mitte) und der Brennverlauf durch Differenzbildung zwischen Brennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse und Dieselmodell (unten). .......................................................................... 35 Abbildung 36: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Einspritzzeitpunktes bei dem Betriebspunkt L2 (Bremsblatt 227). ....................................................................................... 36 Abbildung 37: Brennverlauf, Einzelarbeitsspiele ausgewählter Betriebspunkte einer Einspritzzeitpunktvariation und die Brennverläufe der Gesamtvariation [1200 Upm, 17 bar pmi, L2, Bremsblattnummer 227] ................................................................................................................ 37 Abbildung 38: Gegenüberstellung des Brennverlaufs aus der Druckverlaufsanalyse (oben),, samt des simulierten Dieselbrennverlaufs (Mitte) und der Brennverlauf durch Differenzbildung zwischen Brennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse und Dieselmodell (unten). [1200 Upm, 17 bar pmi, L2, Bremsblatt 227] ............................................................................................................................. 38 Abbildung 39: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation der AGR Rate. 16 bar pmi,1800 Upm, M3. Bremsblatt 230. ............................................................................................. 39 Abbildung 40: Verlaufsgrößen bei einer AGR Variation (1800 Upm, 16-17 bar pmi, M3, Bremsblatt 230) .............................................................................................................................................. 40 Abbildung 41: Prozessgrößen bei einer Ladelufttemperaturvariation. Bremsblatt 290, 1800 Upm, 17 bar, M3..................................................................................................................................... 41 Abbildung 42: Ladelufttemperaturvariation [1800 Upm, 17 bar, Bremsblatt 290, M3] .................... 42 Abbildung 43 Gegenüberstellung der Brennverläufe mit 25 und 55°C Ansauglufttemperatur. Oben: Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse. Mitte: simulierte Brennverläufe des Dieselanteils sowie Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse (PTA). Unten: Differenzbrennverläufe aus Druckverlaufsanalyse und simuliertem Dieselanteil zur Charakterisierung der Umsetzung des CNG-Hintergrundgemischs. .............................................. 43 Abbildung 44: chemische Einflüsse auf fundamentale Verbrennungsmechanismen durch Variation des Luftverhältnisses, [31] und [32]. .............................................................................................. 44 Abbildung 45: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Luftverhältnisses. Bremsblatt 242, 1800 Upm,17 bar pmi. ......................................................................................... 45 Abbildung 46: Brenn- und Druckverläufe einer Luftverhältnisvariation, Teil 1. [1800 Upm, 17 bar pmi, Bremsblatt 242] ..................................................................................................................... 46 Abbildung 47: Brenn- und Druckverläufe einer Luftverhältnisvariation, Teil 2. [1800 Upm, 17 bar pmi, Bremsblatt 242] ..................................................................................................................... 47 Abbildung 48: Kenngrößen der Zündstrahluntersuchung 252 , M4, 1800 UPM, 16 bar pmi. ......... 48 Abbildung 49: Verlaufsgrößen einer Zündstrahl-Luftverhältnisvariation. Bremsblatt 252 , M4, 1800 UPM, 16 bar pmi. .......................................................................................................................... 48 Abbildung 50: Gegenüberstellung Luftverhältnisse 1.7 und 1.2 im Zündstrahlverfahren. Oben: Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse. Mitte: simulierte Brennverläufe des Dieselanteils sowie Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse (PTA). Unten: Differenzbrennverläufe aus Druckverlaufsanalyse und simuliertem Dieselanteil zur Charakterisierung der Umsetzung des CNG-Hintergrundgemischs. .............................................. 49 Abbildung 51: Unterteilung des Zündstrahlverfahrens in drei Bereiche ......................................... 50 Abbildung 52: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Propananteils. Bremsblatt 293, 1.800 Upm, 16 bar pmi. ....................................................................................... 51 Abbildung 53: laminare Flammengeschwindigkeit in Abhängigkeit des Propananteils [27] ............ 51 Abbildung 54: Verlaufsgrößen bei einer Propanvariation [1800 Upm, 16 bar pmi, Bremsblatt 293] 52 Abbildung 55: Modellvorstellung der CNG-Verbrennung im DualFuel-Betrieb ............................... 53 Abbildung 56: Schema einer Dual Fuel Verbrennung und dem Scheibenmodell für die Dieselverbrennung ........................................................................................................................ 54 Abbildung 57: Verteilung von Diesel und Erdgas im Brennraum ................................................... 55 Abbildung 58 Modellierung des zeitabhängigen Luftverhältnisverlaufs .......................................... 56 Abbildung 59: Flammenoberfläche bei einem Dual-Fuel Betriebspunkt in Abhängigkeit des erfassten Volumens. ..................................................................................................................... 57

5

Abbildung 60: Darstellung des Brennraums aus der Draufsicht mit einer Unterteilung entsprechend der Düsenlochanzahl. Die Berechnung der Überlappung der Oberflächen erfolgt im Anschluss über trigonometrische Beziehungen. ..................................................................................................... 58 Abbildung 61: Die Berechnung einer Temperaturverteilung aufgrund ........................................... 59 Abbildung 62:Die Berechnung der Zündintegrale anhand ausgewählter Tempertauren aus der Temperaturpreizung. Sobald der Wert 1 durchlaufen wird ist das Kriterium für Selbstzündung erfüllt. ............................................................................................................................................ 60 Abbildung 63:Validierung des Entrainment-Ansatzes .................................................................... 61 Abbildung 64: Betriebspunkt, in dem die Verbrennungsmechanismen klar erkenntlich sind .......... 62 Abbildung 65: Substitutionsratenvariation. Betriebspunkt mit 38% Substitutionsrate. Bremsblatt 224................................................................................................................................................ 63 Abbildung 66: Substitutionsratenvariation. Betriebspunkt mit 60% Substitutionsrate. Bremsblatt 224................................................................................................................................................ 64 Abbildung 67: Substitutionsratenvariation. Betriebspunkt mit 60% Substitutionsrate. Bremsblatt 224................................................................................................................................................ 64 Abbildung 68: Variation des Luftverhältnisses Lambda. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 3. Bremsblatt 242. ............................................................................................................................. 65 Abbildung 69: Variation des Luftverhältnisses λ. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 2. Bremsblatt 242................................................................................................................................................ 66 Abbildung 70: Variation des Luftverhältnisses λ. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 1.85. Bremsblatt 242. ............................................................................................................................. 66 Abbildung 71: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 176°KW. Bremsblatt 227. ..................................................................................................................................................... 67 Abbildung 72: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 177 °KW. Bremsblatt 227. ..................................................................................................................................................... 67 Abbildung 73: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 179 °KW. Bremsblatt 227. ..................................................................................................................................................... 68

Tabellenverzeichnis

Tabelle 1: Wertebereich der Selbstzünduntersuchung in [28] ....................................................... 23 Tabelle 2: Motorspezifikationen ..................................................................................................... 25 Tabelle 3: Randbedingungen für ausgewählte Betriebspunkte aus Bremsblatt 419 ..................... 26 Tabelle 4: Auflistung der Modellparameter .................................................................................... 60

- 6 -

1 Management report

As mobility in the world increases, so does the amount of greenhouse gases in the atmosphere in consequences of using carbons and oxygen to oxidate. Carbon dioxide as an important green-house gas leads amongst others to global warming. The consequences of the global warming has a destructive effect on nature and the human life. In order to reduce the amount of greenhouse gas, research on natural gas combustion as a source of power and mobility is promoted. One con-cept to comply different requirements is the dual-fuel combustion, with diesel injection and a natu-ral gas / air as a background mixture. Due to the carbon / hydrogen atom ratio, about 20% less carbon dioxide emissions are produced with methane compared to gasoline or diesel with the same amount of energy. As objective of the research project, a phenomenological combustion model was developed and validated. The basis of the model development was an intensive measurement data analysis based on measurement data from another research project [1]. For the analysing process a diesel combustion model was used also to work out the difference between a Diesel only combustion and a Dual-Fuel combustion. On the other hand 3D-CFD results and tests on a long-stroke compres-sion machine, which were carried out as part of the research project at ETH-Zürich, provided a better understanding of the fundamental combustion process of a Dual-Fuel combustion. So the model is based on physical and chemical processes and contributes to the knowledge gain of the internal engine phenomena in a diesel combustion on a homogeneous background mixture.

7

2 Einleitung

1897 stellte Rudolf Diesel den selbstzündenden Verbrennungsmotor mit einem Wirkungsgrad von 26 % vor. Mit dieser Erfindung wurde die Dampfmaschine, die einen Wirkungsgrad von 4% besaß, ersetzt. Es ist inzwischen mehr als ein Jahrhundert vergangen und die Entwicklung der Emissions-vermeidung des Dieselantriebs war bereits vielfach Entwicklungsgegenstand des Verbrennungs-motors. Als schädliche Schadstoffe bei einem Dieselbetrieb sind dabei zu nennen: die unverbrann-ten Kohlenwasserstoffe HC, das Zwischenprodukt CO, Partikel, NOx und SOx. Die Dieselemissio-nen HC,CO, NOx und SOx und Partikel größer als 10 Mikrometer wurden durch verschiedene An-sätze bspw. durch Veränderung der Kraftstoffzusammensetzung, innermotorische Maßnahmen oder durch die Abgasnachbehandlung auf ein irrelevantes Niveau gesenkt bzw. könnten durch den Einsatz geeigneter Technologien gesenkt werden.

Durch den steigenden globalen Wohlstand erfuhr auch die Mobilität und der Güterverkehr eine kontinuierliche Steigerung, siehe Abbildung 1. Der Verbrennungsmotor besitzt als Antriebsquelle für die Erfüllung der Mobilität und des Transports eine primäre Bedeutung. Hierbei dominiert die Umwandlung der chemisch gebundenen Energie aus kohlenstoffhaltigen Kraftstoffen in Bewe-gungsenergie durch Oxidation mit Sauerstoff und dies führt unweigerlich zur Emittierung von Koh-lenstoffdioxid. Die globale Verwendung des Verbrennungsmotors trägt somit einen Anteil an der globalen Erderwärmung bei. Die Weltgemeinschaft hat sich durch die Ratifizierung des Pariser Klimaabkommens bekannt, den CO2-Ausstoß zu reduzieren, um damit den menschengemachten Anteil der globalen Erderwärmung zu begrenzen. Eine Maßnahme ist die Verwendung von Kraft-stoffen mit einem günstigeren Wasserstoff-/Kohlenstoffverhältnis zur Reduktion der CO2-Emissionen. Neben dem reinen Erdgasmotor wurde in Anbetracht der unterschiedlichen Anforde-rungen das Dual-Fuel-Konzept entwickelt. Als Dual-Fuel wird zunächst der gleichzeitige Einsatz von zwei Kraftstoffen bezeichnet. In diesem Forschungsprojekt wurde die Kombination aus einem homogenen Erdgashintergrundgemisch und dessen Entzündung durch eine Dieselverbrennung untersucht.

Abbildung 1: Die Entwicklung des Personenverkehrsaufwands in verschiedenen Regionen der Welt mit Berücksichtigung der mittleren jährlichen Wachstumsrate, [2, S. 10]

- 8 -

3 Grundlagen und Stand der Technik

Während der Dieselantrieb lange noch nicht an den Grenzen der Leistung angekommen ist, steht aktuell die emissionsseitige Entwicklung im Vordergrund. Aufgrund der umweltseitigen und strate-gischen Bedeutung des Erdgases wurden verschiedene Dual-Fuel Konzepte untersucht. Unter-schieden werden die Konzepte aufgrund der Zünd- und Gemischbildungsmechanismen, s. Abbil-dung 2.

Abbildung 2:Unterschiedliche Konzepte der Gasmotoren, [1]

Im Dual-Fuel-Brennverfahren bringen längerkettige Kohlenwasserstoffe wie Diesel oder Benzin die benötigte Aktivierungsenergie zur Entzündung des Hintergrundgemischs. Verschiedene Untersu-chungen wurden bereits vorgenommen. Experimentelle Untersuchung für das Dual-Fuel-Brennverfahren mit einem Erdgas/Luft-Hintergrundgemisch sind folgender Literatur zu entnehmen, [1, 3, 4]. Der Fokus dieser Arbeit liegt auf dem Diesel-Gasmotor-Prinzip mit gemischansaugenden Wirkweisen, in dem das Erdgas/Luft-Gemisch in den Ansaugtrakt eingeblasen wird und somit ein homogen verteiltes Kraftstoff/Luftgemisch einer heterogenen Einspritzung gegenübersteht. In der experimentellen Untersuchung [1] wurde in einem Einzylinderaggregat das Dual-Fuel Brennverfah-ren untersucht.

9

Abbildung 3: Unterschiedliche Verbrennungsmechanismen, [5]

In der experimentellen Arbeit von [6] wurden die unterschiedlichen Verbrennungsmodi anhand des Temperaturgradienten über den eindimensionalen Ortsvektor unterschieden, siehe Abbildung 4. Bei steilen Temperaturgradienten 𝜒1 ausgehend von einem exothermen Zentrum wurde eine de-flagrative Verbrennung beobachtet. Hierbei pflanzt sich eine Flammenfront in das Unverbrannte fort und sorgt durch den Wärmestrom auf das unmittelbare Gemisch für stetiges Fortschreiten.

Nimmt der Temperaturgradient ab 𝜒2 befindet sich das Verbrennungsmodi im detonativen Ver-brennungszustand. Während bei der deflagrativen Verbrennung die konvektiven und diffusiven Transportmechanismen samt der chemischen Reaktion maßgeblich waren für die Verbrennung, greift bei der detonativen Verbrennung die Druckwelle als Flammenausbreitungsmechanismus. Beispielhaft für diesen Modus ist das Klopfen, bei dem durch praktisch schlagartige Umsetzung des Endgases große Massen umgesetzt werden, die mit der Anregung von Eigenfrequenzen des Brennraums und damit hochfrequenten Frequenzanteilen im Drucksignal einhergehen. Bei stärke-rem Abfall 𝜒5.des Temperaturgradienten wird der Verbrennungsmodus thermische Explosion er-reicht. Hier wird das nahezu gesamte Gemisch gleichzeitig umgesetzt, ohne den Mechanismus einer deflagrativen Flammenausbreitung.

Abbildung 4: Einteilung der Verbrennungsmodi nach [7, S. 44]

Im Folgenden werden die drei Verbrennungsmechanismen Deflagration, Diffusion und Selbstzün-dung näher erläutert.

- 10 -

3.1 Konventionelle dieselmotorische Verbrennung

Nach der Erfindung des Dieselmotors in den Motorenwerken in Augsburg wurde viel unternommen um eine große Erkenntnisbreite der Phänomene der Dieselverbrennung zu erarbeiten. Ein Arbeits-spiel wurde in verschiedene phänomenologische Bereiche unterteilt. Im Groben wurde zwischen der Ladungswechslung und dem Hochdruckbereich unterschieden. Der Hochdruckbereich hinge-gen wurde in eine Kompressionsphase und eine Verbrennungsphase gegliedert. Dieselverbren-nung erfuhr eine Einteilung angelehnt an [8, S. 136–138]:

Phase 1: Initiale vorgemischte Verbrennung

Phase 2:Hauptverbrennung

Phase 3:Nachverbrennung

Eine phänomenologische Beschreibung der Dieselkeule wurde von [9] auf der Grundlage der bild-gebenden Verfahren und Prüfstandsmessungen vorgenommen.

Abbildung 5: Die phänomenologische Beschreibung einer Dieselkeule, [9]

Die Einspritzung besitzt einen großen Einfluss auf die Dieselverbrennung. Im Steuergerät wird das Signal, je nach Betriebsstrategie, für die Einspritzung gesendet und der Einspritzmechanismus reagiert verzögert auf das Signal. Der Verzug zwischen Absenden des Signals zum Öffnen der Injektornadel und dem Ausströmen der Flüssigkeit in den Brennraum wird als hyraulischer Ein-spritzverzug bezeichnet. Im Rahmen des Forschungsprojekts [1] wurde das Signal aus dem Steu-ergerät aufgezeichnet, der Einspritzverzug und der Zündverzug unterliegen einer Modellierung. So ergibt sich der Brennbeginn 𝜙𝐵𝐵 aus der Summe der Zeitpunktes des Ansteuerbeginns 𝜙𝐴𝐵, dem hydraulischen Spritzverzug 𝜙𝑆𝑉 und dem physikalisch/chemisch ablaufenden Zündverzugs 𝜙𝑍𝑉 zu:

𝜙𝐵𝐵 = 𝜙𝐴𝐵 + 𝜙𝑆𝑉 + 𝜙𝑍𝑉 Gl. 3.1

11

Abbildung 6: Darstellung der charakteristischen Zeiten eines Brennverlaufs bei Direkteinspritzung

Durch den hohen Raildruck wirken große Scherkräfte, die zu einer Turbulenzgenerierung führen. Die großen Scherkräfte transformieren den flüssigen Kraftstoffstrahl in kleinere Tropfen. Die Zeit, bis der Flüssigstrahl in Tropfen aufgebricht, wird als Breakup Zeit 𝜙𝐵𝑟𝑒𝑎𝑘𝑢𝑝 bezeichnet. Des Weite-

ren sorgt die geringe Oberflächenspannung, die geringe Zähigkeit des Kraftstoffs zusammen mit der der Wärme, aufgrund der hohen Kompressionstemperatur für Radikalbildungsprozesse.

- 12 -

3.2 Konventionelle gasmotorische Flammenausbreitung

Bei konventionellen, ottomotorisch arbeitenden Gasmotoren wird das Gemisch in den Ansaugtrakt eingeblasen. Aufgrund der kompakten Struktur des Hauptbestandteils Methans besitzt Erdgas eine geringe Zündneigung. Die hohe Aktivierungsenergie wird daher über einen Zündfunken bereitge-stellt. Vom Flammenkern beginnend entwickelt sich eine hemisphärische Flammenfront, die sich anhand der turbulenten Flammengeschwindigkeit in das unverbrannte Gemisch deflagrativ fort-pflanzt. Hierbei werden das Verbrannte und das Unverbrannte durch eine sehr dünne Flammen-front getrennt. Vor der Flammenfront, in der Vorheizzone läuft die Radikalbildung ab, bis zur Zün-dung der Radikale in der dünnen Reaktionszone, [8]. Die Flammenoberfläche ist durch die Turbu-lenz im Brennraum sehr stark zerklüftet, die Turbulenz bestimmt sehr stark den ottomotorischen Umsatz. Die Turbulenz im Ottomotor ergibt sich im Wesentlichen aus dem Ladungswechsel. Die Strömung und Strömungsablösung im Ventilspalt und an den Ventiltellern ist Instabilitäten und da-mit zufälligen, zyklischen Schwankungen unterworfen. Diese wirken sich fort auf Schwankungen des Turbulenzniveaus im Brennraum und damit auf Schwankungen der Verbrennung von Arbeits-spiel zu Arbeitsspiel. Diese Zyklenschwankungen sind charakteristisch für eine unterliegt die otto-motorische Verbrennung, [10]. Für die Beurteilung der Schwankungsstärke eines Betriebspunkts eignet die sich die Standardabweichung der indizierten Mitteldrücke als statistisches Maß zur Be-urteilung der Abweichung aller Einzelarbeitsspiele von einem gemittelten Mitteldruck.

𝜎𝑝𝑚𝑖 = √1

𝑛−1⋅ ∑ (𝑝𝑚𝑖(𝑖) − 𝑝𝑚𝑖̅̅ ̅̅ ̅)2𝑛

𝑖=1

Mit:

n= Anzahl der Arbeitsspiele

Gl. 3.2

13

3.3 Raumzündung

Neben der diffusiven und deflagrativen Verbrennung existiert die Raumzündung, die über die Selbstzündung eines Kraftstoff/Luft Gemischs erfolgt. Bei der Selbstzündung handelt es sich um die Superposition von Kettenverzweigung und Radikalexplosionen. Sie entsteht im unverbrannten Endgas an Stellen mit lokaler Temperaturerhöhung, den „Hot Spots“. Die Selbstzündung weist eine Abhängigkeit im Zündverzug von der Gemischzusammensetzung, der Druck- und Tempera-turhistorie. Erreicht das Gemisch eine kritische Radikalkonzentration kommt es zur schlagartigen Umsetzung.

𝐼𝑆𝑍 ≙𝑅𝑎𝑑𝑖𝑘𝑎𝑙𝑘𝑜𝑛𝑧𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛

𝐾𝑟𝑖𝑡𝑖𝑠𝑐ℎ𝑒 𝑅𝑎𝑑𝑖𝑘𝑎𝑙𝑘𝑜𝑛𝑧𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛

Gl. 3.3

Die Druck- und Temperaturhistorie ist im motorischen Betrieb u.a. abhängig von der Höhe des Verdichtungsverhältnis und dem Ladedruck (Verdichtungsenddruck), denn durch den Druck steigt auch die Dichte der Ladung und die Wahrscheinlichkeit der Molekülkollision. Des Weiteren stehen bei niedrigen Drehzahlen genug Zeit für die Radikalbildung zur Verfügung. Ausreichend Zeit für Vorreaktionen stehen auch durch lange Flammwege zur Verfügung. Die Kompression des Endga-ses durch die Flammen begünstigt ebenfalls die Selbstzündbedingungen im unverbrannten Ge-misch. Im Unterstöchiometrischen Bereich oder durch Ladungsverdünnung durch AGR-Beigabe sinkt die Wahrscheinlichkeit für Molekülkollisionen. Jedoch beeinflussen die Parameter den Zünd-verzug in unterschiedlichem Maße. Die Abhängigkeiten von Druck, Temperatur und Gemischzu-sammensetzung ist Abbildung 7 zu entnehmen.

Abbildung 7: Der Druck besitzt einen großen Einfluss auf den Zündverzug. Wohingegen der Einfluss des Luftverhältnis-ses bei hohen Temperaturen nicht sonderlich voneinander abweicht. Der Inertgasanteil hingegen weist bei hohen Tem-peraturen einen höheren Einfluss auf den Zündverzug auf, [11].

Da Methan eine kompakte Molekülstruktur besitzt ist sie sehr reaktionsträge. Wird hingegen das reaktionsfreudigere Propan dem Methan beigemischt sinkt wie der Abbildung 8 zu entnehmen ist der Zündverzug.

- 14 -

Abbildung 8: Einfluss der Propanbeigabe auf den Zündverzug des Methankraftstoffs bei 100 bar und λ=1. Die Schwarze Linie gibt den Zündverzug für reines Methan an, [11].

Das Integral steht somit in Abhängigkeit der Temperatur, dem Druck, dem Luftverhältnis, dem Inertgasanteil und der Gemischzusammensetzung, die in Gl. 3.4 eine Modellierung benötigt.

𝐼𝑆𝑍 ∝ ∫𝑑𝑡

𝜏𝑡

𝑡𝑒𝑛𝑑

𝑡

∝1

𝜏 = 𝑓(𝑇𝑢𝑏, 𝑝𝑐𝑦𝑙, 𝜆,𝐸𝐺𝑅,𝑓𝑢𝑒𝑙) ≝ 1 Gl. 3.4

Die Erfassung der Selbstzündung aus den Messungen erfolgt durch verschiedene Methoden. Aus dem Arbeitsspiel ist zunächst bei ausreichendem Auflösungsgrad eine plötzlich auftretende Druck-spitze und dem folgende Druckschwankung zu entnehmen. Wird der gemittelte Druckverlauf mit den rohen Druckverlauf verglichen errechnet sich daraus ein Kennwert der Klopfintensität KI, Ab-bildung 11 und Abbildung 12.

KI=1

𝑛𝑔𝑒𝑠⋅ ∑ [𝑝(𝑛) − 𝑝𝑓𝑖𝑙𝑡(𝑛)]

2𝑛𝑔𝑒𝑠𝑛=1 Gl. 3.5

15

Abbildung 9:Überlagerung der Brenn- und Druckverläufe

Abbildung 10: Rohwerte und Tiefpassgefilterte Werte des Druckverlaufs

Abbildung 11: Ermittlung der Klopfintensität

Abbildung 12: Darstellung der Klopfintensitä-ten über eine λ-Variation

Zur modellbasierten Analyse der Messdaten wurde das von [12] entwickelte Selbstzündmodell zur Anwendung gebracht. Es ist zu erkennen, dass der Zeitpunkt der Beschleunigung der Druckrate auf den Brennverlaufspunkt fällt, an dem das Selbstzündmodell basierend auf reaktionskinetischen Berechnungen eine Selbstzündung voraussagt, s.Abbildung 13. Zudem wurde der Klopfindex be-trachtet.

Klopfintensität

- 16 -

Abbildung 13: Anwendung unterschiedlicher Methoden zur Überprüfung einer Selbstzündung

17

3.4 Phänomenologische Verbrennungsmodelle

Die phänomenologische Modellierung beruht auf der deskriptiven Formulierung des Untersu-chungsgegenstandes, die sich bei Verbrennungsmodellen auf die Umsetzungscharakteristika be-schränkt. Neben der phänomenologischen Modellierung existiert die quasidimensionale Modellie-rung, in der eine rudimentäre, vereinfachte Ortsauflösung einbezogen wird. Die höchste Auflö-sungsstufe besitzt eine 3D-CFD Berechnung, die jedoch mit einem großen zeitlichen Aufwand ih-ren Vorteil bedarfsabhängig einbüßt.

3.4.1 Thermodynamische Grundlagen

Die phänomenologische Modellierung unterliegt einer thermodynamischen Bilanzierungszone. Hierbei wird eine Systemgrenze gezogen und eine Bilanzierung über das Gesetz der Energie- und Massenerhaltung durchgeführt. Der erste Hauptsatz der Thermodynamik für Verbrennungsmoto-ren im Hochdruckteil, nach Einlass schließt, führt zur Gleichung:

𝑑𝑄𝑏

𝑑𝜙+𝑑𝑄𝑤𝑑𝜙

+𝑑𝐻𝑎𝑑𝜙

+𝑑𝐻𝑒𝑑𝜙

+𝑑𝑊

𝑑𝜙+𝑑𝐻𝑙𝑑𝜙

=𝑑𝑈

𝑑𝜙 Gl. 3.6

Bei einem Mehrkomponentengemisch nimmt der erste Hauptsatz folgende Form an

∑𝑑𝑄𝑗,𝜇

𝑑𝜙𝜇

+∑𝑑𝐻𝑗,𝑣

𝑑𝜙𝜈

− 𝑝 ⋅𝑑𝑉𝑗

𝑑𝜙

= 𝑢 ⋅𝑑𝑚𝐺,𝑗

𝑑𝜙+𝑚𝐺,𝑗

⋅ (𝜕𝑢

𝜕𝑇⋅𝑑𝑇𝑗

𝑑𝜙+𝜕𝑢

𝜕𝑝⋅𝑑𝑝

𝑑𝜙+∑

𝜕𝑢

𝜕𝑤𝑘⋅𝑑𝑤𝑗,𝑘

𝑑𝜙𝑘

) ∀ 𝑗, 𝑘, 𝜈

Chemische Spezies: k Masse: μ Zone: j Enthalpie: 𝜈

Gl. 3.7

Das in dieser Arbeit verwendete Zylindermodul berechnet anhand des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik, mit Berücksichtigung der kalorischen Größen, thermodynamische Prozessgrößen, [13], [14, 15], [16], [17].

- 18 -

3.4.2 Modellierung der konventionellen dieselmotorischen Verbrennung

Die Dieselverbrennung ist das Ergebnis eines komplexen Zusammenwirkens vieler Einflussgrö-ßen. In den Modellen werden Phänomene wie Einspritzcharakteristik, Spray- und Gemischbildung, Zündverzug und Verbrennung phänomenologisch abgebildet. In dieser Arbeit wird auf die Model-lierung des zugundeliegende Dieselmodells aus [18] eingegangen.

3.4.2.1 Einspritzung und Gemischbildung

Aufgrund der besonderen Rolle der Einspritzung trägt die Einspritzmodellierung eine besondere Rolle. Die Modellierung wurde durch die Einspritzratenmodellierung aus [19] verwendet. Die Inho-mogenität des Sprays bedarf einer Modellierung in Abhängigkeit des Luftverhältnis λ über das Sprayvolumen V:

𝑚𝑑ü𝑠𝑒(𝑡) = ∫ 𝜌𝑚𝑖𝑥 ⋅ 𝑑𝑉𝑉𝜆

Gl. 3.8

Dabei dringt der Kraftstoff mit einer Geschwindigkeit, berechnet aus der Bernoulli Gleichung, in den Brennraum. Der Einspritzstrahl und dessen Ausbreitung wird im Modellansatz [18] in Scheiben diskretisiert. Aus bekannter Einspritzdauer wird die notwendige Anzahl der zu diskretisierenden Scheiben (mit einer Diskretisierung von 1°KW) bestimmt und initialisiert. Die Scheiben bewegen sich zunächst mit der konstanten Anfangsgeschwindigkeit, bis die Breakup-Zeit erreicht wird,s. Gl. 3.9. Ab diesem Zeitpunkt bricht der Flüssigkeitsstrahl aufgrund der Scherkräfte auf und eine Ver-langsamung der Scheibe erfolgt mit gleichzeitigem Entrainment von gasförmiger Luft in die Schei-be.

𝑡𝐵𝑟𝑒𝑎𝑘𝑢𝑝 =𝑘𝑉 ⋅ 𝑑𝑑ü𝑠𝑒𝑢𝑒𝑖𝑛𝑠𝑝

Gl. 3.9

Das Entrainment von Luft und AGR in die Scheibe verändert die Scheibenzusammensetzung und das Luftverhältnis. Während in der Flüssigphase der Dieselkraftstoff vorhanden ist, nimmt der Luft-anteil nach der Breakup-Zeit zu. Das Verhältnis der Massenanteile zwischen Luft und Kraftstoff wird durch die Kenngröße Yf ausgedrückt. Das wiederum in einer Abhängigkeit zum Luftverhältnis steht, s. Gl. 3.10:

𝑌𝑓 =𝑚𝐾𝑟𝑠𝑡𝑚𝐺𝑒𝑠𝑎𝑚𝑡

=1

1 + 𝜆 ⋅ 𝐿𝑆𝑡 Gl. 3.10

Das Verhältnis der Massenanteile nimmt in der axialen Richtung und in radialer Richtung zuguns-ten der Luft ab.

𝑌𝑓,𝑎𝑥(𝑥) = 𝑘3 ⋅𝑑𝑒𝑞𝑥

Gl. 3.11

Der Massenanteil wird in radialer Richtung durch eine Normalverteilungsgurve ausgedrückt.

𝑌𝑓 = 𝑌𝑓,𝑎𝑥 ⋅ exp (−𝑆𝑐 ⋅ (𝑟

𝑅)2

) Gl. 3.12

So durchläuft eine Scheibe Bereiche mit unterschiedlichen Luftverhältnissen: den flüssigen Be-

reich, indem aufgrund des Sauerstoffmangels keine Verbrennung stattfindet (λ ≦ 0.3 ), den Be-

19

reich in Nähe des stöchiometrischen Luftverhältnisses I und einen Bereich II, in dem Luftüber-schuss vorhanden ist und somit die Reaktionen langsamer ablaufen (λ>1.1).

Abbildung 14: Dieselkeulenkontur in Abhängigkeit der Luftverhältnisbereiche [20].

Aus dem gemittelten Massenverhältnis lässt sich das globale Luftverhältnis ermitteln, s. Gl. 3.13

𝜆𝑆𝑡𝑟𝑎ℎ𝑙,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 = 1

�̃�𝑓 ⋅ 𝐿𝑚𝑖𝑛,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 −1

𝐿𝑚𝑖𝑛,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙

Gl. 3.13

Aufgrund der bekannten Massenverteilung ist auch die Dichte und mit der Bestimmung des Volu-mens einer Scheibe, die Gemischmasse in einer Scheibe bekannt., s. Gl. 3.14.

cf =mfVmix

==ρLuft ⋅ ρdiesel

ρLuft + (1 − Yf) ⋅ ρDiesel Gl. 3.14

𝑚𝑆𝑐ℎ𝑒𝑖𝑏𝑒 = 𝑐𝑓 ⋅ 𝑉𝑆𝑐ℎ𝑒𝑖𝑏𝑒 Gl. 3.15

So stehen für alle drei unterschiedlichen Bereiche II und III durch Summierung der einzelnen Scheiben die Massen zur Umsetzung zur Verfügung. Die Kraftstoffumsatzraten in den Bereichen ergeben sich mit einem Modellkoeffizienten cDiff und einer zu modellierenden charakteristischen Umsatzzeit τ wie folgt:, s. Gl. 3.16

𝑑𝑚𝑏,(𝐼 /𝐼 𝐼)

𝑑𝑡= 𝑐𝐷𝑖𝑓𝑓 ⋅ 𝑚𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙,(𝐼 / 𝐼𝐼) ⋅

1

𝜏

Gl. 3.16

mit 𝜏 =√𝑘

√𝑉𝑧𝑦𝑙3

𝑑𝑄𝑏,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙𝑑𝜙

= 𝐶𝐷𝑖𝑓𝑓𝑙,𝐼 ⋅ 𝑚𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙,𝐼 ⋅√𝑘𝐼


+ 𝐶𝐷𝑖𝑓𝑓,𝐼𝐼 ⋅ 𝑚𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙,𝐼𝐼 ⋅√𝑘𝐼𝐼


Gl. 3.17

3.4.2.2 Reaktionsrate

Für die Umsetzung der Kraftstoffmasse muss der Zündverzug bereits verstrichen sein. Für die Mo-dellierung des Zündverzugs eignen sich Mehrschrittmodelle Zeitskalen Modelle, [5, S. 490] oder Eingleichungsmodelle. Der dieser Arbeit zugrundeliegende Dieselverbrennungsmodell basiert auf dem Eingleichungsmodell. Dieser Ansatz besitzt die Berücksichtigung des physikalischen und chemischen Terms. Die Berücksichtigung erfolgt durch die Überlagerung durch den Magnussen- und den Arrhenius- Ansatz 𝜏𝐺𝑒𝑠 = 𝜏𝑚𝑎𝑔𝑛𝑢𝑠𝑠𝑒𝑛 + 𝜏𝐴𝑟𝑟ℎ𝑒𝑛𝑖𝑢𝑠.

I II

- 20 -

Im reaktionskinetischen Ansatz fließt die Kraftstoff- und Sauerstoffkonzentration cKrst und cO2 ,die Aktivierungstemperatur TA, der Brennraumtemperatur TZyl und der motor- bzw. kraftstoffspezifi-schen Anpassungsparameter cArr ein.

𝑟𝐴𝑟𝑟 = 𝐶𝐴𝑟𝑟 ⋅ 𝑐𝑘𝑟𝑠𝑡 ⋅ 𝑐𝑂2 ⋅ 𝑝𝑎𝑒

−𝑇𝐴𝑇𝑧𝑦𝑙

Gl. 3.18

Der Magnussen Ansatz wird für die Reaktionen bei der Wärmefreisetzung verwendet. Sie fußt auf dem Eddy-Breakup-Modell. Die chemische Reaktion wird durch die Durchmischung zwischen Kraftstoff und Oxidator hervorgerufen. Die Reaktionsrate steht in diesem Ansatz proportional zu

einer chrakateristischen Mischungszeit (𝜖

𝜅). Die Reaktionsrate für Gemische mit Luftüberschuss ist

proportional dem Produkt aus der Masse des verfügbaren Brennstoffs und einem Turbulenzterm.

Magnussen Ansatz: (mit Modellkonstante Cmag und der ratenbestimmende Konzentration cR)

𝑟𝑚𝑎𝑔 = 𝐶𝑚𝑎𝑔 ⋅ 𝑐𝑅 ⋅ (𝜖

𝑘)

Gl. 3.19

Die Mischungszeit kann in motorischen Größen über die Taylorapproximation ausgedrückt werden:

𝜖 =√𝑘

2 ⋅ 𝑙

Gl. 3.20

und folglich:

𝑟𝑚𝑎𝑔𝑛𝑢𝑠𝑠𝑒𝑛 =𝑐𝑅𝜏= 𝑐𝑅 ⋅

√𝑘

√𝑉𝑐𝑦𝑙3

Gl. 3.21

Von Beginn bis Ende der Berechnung werden beide Terme aufintegriert. Die Reziproke dieser Zei-ten wird als die Reaktionsrate definiert und nach Erreichen eines Grenzwertes wird Selbstzündung angenommen und die Massen umgesetzt.

𝑟𝐺𝑒𝑠(𝑡) =1

𝜏𝐺𝑒𝑠=

1

1𝑟𝑚𝑎𝑔𝑛

+1

𝑟𝐴𝑟𝑟ℎ𝑒𝑛𝑖𝑢𝑠

Gl. 3.22

21

3.4.3 Modellierung der konventionellen ottomotorischen Verbrennung

Bei der Modellierung einer ottomotorischen Verbrennung wird der Brennraum in eine unverbrannte und in eine verbrannte Zone unterteilt. Die beiden Zonen werden durch eine infinitesimal breite Flammenzone getrennt. Bei einer kugelförmigen Ausbreitung von einem zentralen Punkt aus, wie z.B. der Zündkerze, kann die Flammenoberfläche im Vorfeld als Pre-Processing in Abhängigkeit des relativen verbrannten Volumens und der Kolbenposition berechnet und zur Laufzeit der Be-rechnung als Flächengröße AF interpoliert verwendet, [20], [21].

Der Term dme/dt (s. Gl. 3.23) beschreibt, die in die Flammenfront eindringende unverbrannte Mas-se. Aus der Massenerhaltung ist die Kenntnis der Dichte im Unverbrannten und die Eindringge-schwindigkeit uE erforderlich. Letztere ergibt sich aus der Summe von turbulenter Schwankungs-geschwindigkeit uturb und laminarer Flammengeschwindigkeit sL .Hierbei wird der von Dammköhler

formulierte Zusammenhang verwendet: 𝑢𝐸 = (1 + 𝐶𝑡𝑢𝑟𝑏 ⋅𝑢′

𝑠𝐿)𝑛𝑡𝑢𝑟𝑏

⋅ 𝑠𝐿 mit Cturb und nturb als Anpas-

sungskonstanten.

𝑑𝑚𝑒𝑑𝑡

= 𝜌𝑈𝑉 ⋅ 𝐴𝐹 ⋅ 𝑢𝑒 Gl. 3.23

Für die Ermittlung der turbulenten Schwankungsgeschwindigkeit ist die Berechnung unterschiedli-cher Turbulenzquellen zu berücksichtigen. Zunächst strömt das Hintergrundgemisch durch den Ventilspalt und kann dabei Geschwindigkeiten, um das 10-fache der Kolbengeschwindigkeit errei-chen. Hierbei entstehen kleinskalige Wirbelstrukturen. Als Turbulenzquelle kommt die Quetsch-strömung hinzu, hervorgerufen durch die Bewegung zwischen Kolben und Zylinderkopf. Die we-sentliche Turbulenzquelle bei der Direkteinspritzung in den Brennraum hingegen ist die Einspritz-turbulenz. Daher ist eine detailliertere Modellierung der anderen Turbulenzquellen, wie z.B. bei [22] für ein Dual-Fuel-Brennverfahren nicht notwendig. Die generierten Turbulenzen zerfallen aufgrund der Viskosität und der inneren Reibung zu kleineren Wirbelstrukturen, bis sie vollends dissipieren.

Abbildung 15: Turbulenz durch die

Einlassströmung


Quetschströmung


Einspritzung

𝑑𝑘

𝑑𝑡= −

2

3⋅𝑘

𝑉𝑐𝑦𝑙⋅𝑑𝑉𝑐𝑦𝑙

𝑑𝑡

⏞ 𝐾𝑜𝑙𝑏𝑒𝑛

− 𝜖𝐷𝑖𝑠𝑠 ⋅𝑘1.5

𝑙

⏞ 𝑑𝑖𝑠𝑠𝑖𝑝𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛

+ (𝜖𝑞 ⋅𝑘𝑞1.5

𝑙)𝜙>𝐹𝑇𝐷𝐶

⏞ 𝑄𝑢𝑒𝑡𝑠𝑐ℎ𝑠𝑡𝑟ö𝑚𝑢𝑛𝑔

+ 𝜖𝑖𝑛𝑗 ⋅𝑑𝑘𝑖𝑛𝑗

𝑑𝑡

⏞ 𝐸𝑖𝑛𝑠𝑝𝑟𝑖𝑡𝑧

+ 𝜖𝑆𝑤𝑖𝑟𝑙 ⋅𝑠𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛̅̅ ̅̅ ̅̅ ̅̅ ̅

𝑙

⏞ 𝐷𝑟𝑎𝑙𝑙

wobei gilt: 𝑙 = (6⋅𝑉𝑐𝑦𝑙

𝜋)

1

3 und 𝑢𝑡𝑢𝑟𝑏 = √

2

3⋅ 𝑘

Gl. 3.24

Zusätlich zur Turbulenz wird die laminare Flammengeschwindigkeit benötigt. Die laminare Flam-mengeschwindigkeit steht in Abhängigkeit des Drucks, der Temperatur, dem Luftverhältnis und dem Inertgasanteil. Im Rahmen der Dual-Fuel-Verbrennungsmodellierung wurde der Ansatz nach [23] verwendet.

- 22 -

Abbildung 18: Darstellung einer ottomotorischen Flammenausbreitung mit charakteritischen Größen

Da die erfasste Masse eines Turbulenzballens im Flamelet-Ansatz einer Umsetzungszeit ausge-setzt ist und die Wirbellängen eine Berücksichtigung finden müssen wird im zweiten Ansatz die charakteristische Brenndauer τL und die Taylor Wirbellänge modelliert. Die Taylor Wirbellänge wird

aus 𝛿𝑡 = √𝜒𝑇 ⋅𝜈𝑡𝑢𝑟𝑏⋅𝑙

𝑢𝑡𝑢𝑟𝑏 berechnet mit der Länge l als integrales Längenmaß und dem Vorfaktor χT.

Mit: 𝜈𝑡𝑢𝑟𝑏 =𝜂

𝜌𝑈𝑉 und 𝑙 =

6

𝜋⋅ √𝑉𝑈𝑉3

Hieraus wird die Umsetzungszeit 𝜏 =𝑙𝑇

𝑠𝑙 ermittelt. Für die erfasste Masse gilt somit:

𝑑𝑚𝑏𝑑𝜙

=𝑚𝑒 −𝑚𝑏

𝜏 Gl. 3.25

23

3.4.4 Modellierung der Selbstzündung

In der Arbeit von [11] wurde aufgrund reaktionskinetischer Untersuchungen ein Ansatz zur Be-rechnung der Selbstzündung erarbeitet. Hierbei wurden die Ergebisse der reaktionskinetischen Berechnungen über eine Weisser-Approximation in einem Arrhenius-Ansatz zusammengefasst und dieser in einen Livengood-Wu-Integral überführt.

𝑘 = 𝐴 ⋅ exp (−𝐸𝐴𝑅 ⋅ 𝑇

) =1

𝜏

Gl. 3.26

Das Integral kann als Energiezustand aufgefasst werden, der bei Erreichen eines Grenzwerts eine Zündung aktiviert.

𝐼𝐾 = ∫𝑑𝑡

𝜏𝑡≝ 1

𝑡𝑒𝑛𝑑

𝑡

Gl. 3.27

Abbildung 19: Modellierung der Selbstzündung durch die Weisser-Approximation nach [11]

Die Grenzen der Untersuchung von [11] für die Modellierung der Selbstzündung können der nach-gfolgenden Tabelle entnommen werden. D.h. der Ansatz deckt den Betriebsbereich einer Dual-Fuel-Verbrennung fast komplett ab.

Tabelle 1: Wertebereich der Selbstzünduntersuchung in [12]

Variation Wertebereich

Anteil Sekundärgas 0 – 40 mol% C2H6 C3H8, C4H10, H2

Temperatur 500 bis 2000 K

Druck 1 bis 200 bar

Luft-Kraftstoffverhätnis λ 0.9 bis 3

AGR-Rate 0 bis 50%

- 24 -

4 Messdatenanalyse

Für die Erarbeitung eines phänomenologischen Modells ist die Erkenntnis über die Verbren-nungsmechanismen notwendig. Um eine Erkenntnis über die Mechanismen zu erhalten, werden Variationen untersucht, bei ansonsten nahezu identischen Randbedingungen. So kann eine Vor-stellung über das Verhalten der Verbrennung gewonnen werden, welche als Grundlage der Model-lierung dient.

4.1 Versuchsträger

Der Versuchsträger ist ein Einzylinder 4-Takt Basisaggregat mit der Bezeichnung MAN D0834, welcher über einen Bohrungsdurchmesser von 108 mm und einen Hub von 125 mm verfügt. Das Gesamtvolumen beträgt hierbei 1.145 Liter. Das sich ergebende geometrische Verdichtungsver-hältnis beträgt 17.3. Für die luftseitige Variation besitzt das System über einen Kompressor. Im weiteren Trakt des Gaspfads kann durch die Beigabe von Erdgas in einen Beruhigungsbehälter eine Dual-Fuel Verbrennung erfolgen. Die Einblasung in den Beruhigungsbehälter und die relativ lange Ansaugstrecke sorgen für eine homogene Durchmischung, um dann als homogenes Erdgas- Luft-Gemisch in den Zylinder angesaugt zu werden. Im Zylinder ist ein Stahlkolben eingebaut. Fer-ner ist ein Common-Rail Einspritzsystem eingebaut, das mit einem nominellen Spitzendruck von 1800 bar operieren kann. Eine Einspritzdüse mit neun Düsenlöchern sorgt für die Einbringung des Dieselkrafftstoffs in den Brennraum. Dem anfänglichen Abgastrakt folgt durch ein gesteuertes AGR-Ventil eine Aufteilung in einen externen AGR-Pfad mit zwei Konditionierungsteilsystemen und einen Pfad, in dem das Abgas in einen Beruhigungsbehälter geführt und von dort aus, nach erfolg-ter Emissionsmessung, durch eine Regelsystem mittels Abgasklappe in die Umwelt geführt. Weite-re Informationen zum Aggregat sind der Tabelle 2 zu entnehmen.

Abbildung 20: Prüfstandaufbau im Rahmen des Forschungsprojekts [1]

25

Tabelle 2: Motorspezifikationen

Motor: MAN D0834 Einheit Wert

Kolbenhub [mm] 125

Bohrung [mm] 108

Pleuellänge [mm] 196

Hubraum [cm3] 1145

Kompressionsvolumen [cm3] 61.4

Geometrisches Verdichtungsverhältnis 𝜖𝑔𝑒𝑜

[-] 17.3

Max Zylinderdruck [bar] 200

max. Druckgradient 𝑑𝑝

𝑑𝜙𝑚𝑎𝑥 [bar/°KW] 20

Anzahl der Ventile [-] 4

Öffnungsdauer ϕEV °KW 187

Öffnungsdauer ϕAV °KW 226

Einlass öffnet ϕEÖ °KW n. GOT 10

Auslass schließt ϕAS °KW v. GOT 2

dEV/HubEV [mm] 38/10

dAV/HubAV [mm] 34/10

Hochdruckrail [-] Rail HFRN – 20

Injektor [-] 9-Loch-Düse

max. Druckgradient dp/dϕ [bar/°KW] 125

Anzahl der Ventile [mm] 4

- 26 -

4.2 Versuchsprogramm

Die Messdaten wurden auf drei Drehzahlstufen und vier relevanten Lastebenen aufgenommen. Zur Messreihe gehörten weitere Variationen an diesen Last-/Drehzahlpunkten.

Abbildung 21: Die betrachteten Drehzahl- und Lastebenen aus der Messung

Zur Analyse der Verbrennungsmechanismen erfolgt eine Zylinderdruckindizierung.. Darüber hin-aus wurde das Aggregat mit verschiedenen Standardsensoren für Druck und Temperatur bestückt, um den thermodynamischen Zustand des Systems zu erfassen. Aus Abbildung 20 sind die Mess-stellen samt der Messgrößen zu entnehmen. Die Messung unterliegt Messungenauigkeiten und Messrauschen, das zusammen mit der Ge-nauigkeitsgüte des Dieselbrennverlaufmodells eine gewisse Ungenauigkeitsschranke auf-weist. In Abbildung 22 ist zudem zu erkennen, dass der Brennverlauf bei unterer Teillast mit steigender Substitutionsrate flacher ausfällt. Die niedrigen Temperaturen verhindern die voll-ständige Umsetzung, so dass die Brennverläufe einer sorgfältigen Untersuchung nicht dienlich sind. Entsprechend fällt auch der Umsetzungwirkungsgrad ηum, siehe Tabelle 3.

Abbildung 22: Betriebspunkt einer Substitutsionratenvariation in unterer Teillast, Bremsblatt 419. Der geringe Umsetzungsgrad bei niedriger Teillast ist durch flacher werdende Brennverläufe bei stei-genden Subsitutionsraten ersichtlich.

Tabelle 3: Randbedingungen für ausgewählte Betriebspunkte aus Bremsblatt 419

OP 419 1 4 6

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] inf 15 5.8

λmix [-] 4.6 4.5 4.4

T2/p2 [°C]/[bar] 62/2 62/2 62/2

Konstant während Variation

Sub [%] 0 30 75

H50 [KW n. ZOT] 9 9.5 10

PMI [bar] 4.5 2.8 0.5

AGR [%] 0 0 0

Drehzahl [Upm] 2400 2400 2400

Raildruck [bar] 1700 1700 1700

ηum [-] 99.5 80 60

27

4.3 Messdatenauswertung

Die klassische, premixed- und diffusionsgesteuerteDie Verbrennung des Dieselkraftstoffs wurde intensiv in vielen anderen Arbeiten untersucht und die Erkenntnisse fanden in diversen phäno-menologischen Modellen eine Umsetzung. Im Dual-Fuel Betrieb liefert die Selbstzündung des Die-sels die nötige Aktivierungsenergie und/oder „Flammenfront“ für die Oxidation des Hintergrundge-mischs. Deren Ablauf sollte untersucht werden. In den Variationen wurden in jedem Betriebspunkt 98 Arbeitsspiele erfasst. Diese Messungen wurden als Eingangsvektor einer zweizonigen Druck-verlaufsanalyse, mit vorangegangener Filterung und Mittelung aller Einzelarbeitsspiele, verwendet. Bei der Betrachtung der Verbrennungscharakteristika aufgrund der Variationen werden folgende Darstellungen gewählt:

- Die Überlagerung der ungefilterten Druckverläufe. Diese geben Aufschluss über die Zyklus-

zu-Zyklus-Schwankung einer ottomotorischen Flammenausbreitung. Das Verschwinden,

der Zyklus-zu-Zyklus-Schwankungen kann später auf eine anderen Umsatzmechanismus

hindeuten. Ebenso kann es interessant sein ggf. vorhandenen hochfrequente Anteile in den

Zylinderdruckverläufen der Einzelarbeitsspiele zu sehen. Diese deuten auf Selbstzündun-

gen im CNG-Endgasgemisch hin („Klopfen“). Ebenso kann in dieser Darstellung grob der

Anteil der „klopfenden“ Arbeitsspiele erkannt werden.

- Der KI-Wert gibt einen Hinweis ob laut reaktionskinetischen Simulationen bei den Randbe-

dingungen des Prüfstandsversuchs (Druck- und Temperaturverlauf im Brennraum) mit ei-

ner Selbstzündung im CNG-Gemisch zu rechnen ist.

- Die Brenndauer und Brennverläufe.

Zur Berechnung des KI-Wertes wurde das Selbstzündmodel [12] auf die Messdaten angewandt, das durch eine genaue Gasanalyse bedatet werden konnte, siehe Abbildung 23 und Abbildung 24. Der Selbstzündzeitpunkt laut reaktionskinetischer Berechnung (KI-Wert) wird in den Diagrammen der folgenden Abschnitte anhand der Markierung dargestellt.

Abbildung 23: Der Komponentenanteil im Erdgas, Methan ausgeschlossen, über den Forschungszeitraum

Abbildung 24: Der Methan-Anteil im Erdgas über den Forschungszeitraum

Das Verhältnis zwischen dem Kraftstoff und dem Sauerstoffangebot wird durch das Luftverhältnis λ ausgedrückt. Es werden folgende Definitionen des Luftverhältnisses Lambda genutzt:

Für das Luftverhältnis zwischen der angesaugten Luft und dem Erdgas ergibt sich anhand des Luftbedarfs des Erdgas die Gl. 4.1. Wird hingegen das globale λ im Unverbrannten betrachtet wird kommt Gl. 4.2 zur Verwendung

𝜆𝑈𝑉,𝐶𝑁𝐺 =�̇�𝑈𝑉,𝐿

�̇�𝑈𝑉,𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝐿𝑆𝑡,𝐶𝑁𝐺 Gl. 4.1

𝜆𝑈𝑉,𝐷𝐹 =�̇�𝑈𝑉,𝐿

�̇�𝑈𝑉,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 ⋅ 𝐿𝑆𝑡,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 + �̇�𝑈𝑉,𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝐿𝑆𝑡,𝐶𝑁𝐺 Gl. 4.2

- 28 -

4.4 Variation der Substitutionsrate

Die Substitutionsrate gibt an wieviel der Dieselmenge bei gleichbleibender Energiemenge Qzu s.

Gl. 4.3 durch Erdgas ersetzt wird. Die Extremas befinden sich zwischen reinem Diesel (Sub ≅ 0%) und dem Zündstrahlverfahren (Sub > 90 % ).

�̇�𝑧𝑢 = �̇�𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 ⋅ 𝐻𝑢,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 + �̇�𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝐻𝑢,𝐶𝑁𝐺 Gl. 4.3

Die sukzessive Reduzierung der Dieselmenge bei gleichbleibender Energiemenge wird als Substi-tutionsratenvariation bezeichnet. Im Rahmen des Forschungsprojekts [1] wurden u.a. Substituti-onsratenvariationen durchgeführt, die im Folgenden genutzt werden. An dieser Stelle werden die Variationen einer Untersuchung unterzogen, die einen konstanten Einspritzzeitpunkt aufweisen. Durch das Einblasen von Erdgas wird Luft verdrängt und somit nimmt bei konstantem Ladedruck die Luftmenge über die Substitution hinweg ab. Aus diesem Grund fällt das Luftverhältnis von λ=1.75 auf 1.65 ab. Die Verbrennungsdauer nimmt ab etwa 20% Substitutsionrate kontinuierlich ab.

Abbildung 25: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation der Substitutionsrate 235 (16 bar pmi, 1800 Upm, M3)

Weitere Erkenntnisse können über die Einzelarbeitsspielbetrachtung gewonnen werden. Dem Druckverlauf der konventionellen Dieselverbrennung in Abbildung 26 ist in Abbildung 27 eine Ver-brennung mit 54% Substitutionsrate gegenübergestellt. Es ist zu erkennen, dass der Druckverlauf bei höherer Substitutionsrate eine etwas höhere Zyklenschwankung aufweist. Des Weiteren sind hochfrequente Anteile bei höherer Substitutionsrate zu erkennen, deren Ursache Selbstzünden d.h. Klopfen im CNG-Gemisch sein kann.

29

Abbildung 26: Überlagerung der 98 Einzelarbeitsspiele an einem reinen Dieselbetriebspunkt [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar, Substitutionsrate 0%]

Abbildung 27: Überlagerung der 98 Einzelarbeitsspiele an einem Dual-Fuel Betriebspunkt [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar, Substitutionsrate 54%]

Der Untersuchung der Dual-Fuel-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse ist zu entnehmen, siehe Abbildung 28, dass der Zündverzug bei konstantem Einspritzbeginn und einer Auflösung von 1°KW nicht zu unterscheiden ist. D.h. das Erdgas-Hintergrundgemisch hat unter den Randbedin-gungen eines Nutzfahrzeug-Dieselmotors praktisch keinen Einfluss auf den Zündverzug der Die-selverbrennung.

Abbildung 28: Überlagerung der Brennverläufe einer Substitutsionratenvariation [Bremsblatt 235, 1800 Upm, 17 bar]

Wird ein Dieselbrennverlaufsmodell auf die Betriebspunkte mit einem Erdgashintergrundgemisch unter Beibehaltung der Parametrisierung aus dem reinen Dieselpunkt angewandt, kann nähe-rungsweise der Anteil der Dieselverbrennung am Gesamtbrennverlauf modellbasiert ermittelt wer-den. In Abbildung 29 sind entsprechend der Gesamtbrennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse (dQb,DVA), der simulierte Dieselbrennverlauf (dQb,Diesel Simuliert) und die Differenz beider Kurven dar-

- 30 -

gestellt (blau, dQb,Differenzbrennverlauf). Diese Differenz dQb,Differenzbrennverlauf beschreibt somit die Ände-rung der Gesamtverbrennung durch das Erdgashintergrundgemisch.

Abbildung 29: Betrachtung der Dual Fuel Verbrennung mit Einbezug der Dieselverbrennung in reiner Luftumgebung, BP 235 [1800 Upm, 17 bar, 30% Substitutionsrate] Abbildung 28 und Abbildung 30 ist zu entnehmen, dass die initiale Brennphase keinen Unterschied zur Dieselverbrennung aufweist. Diese Zeit, in der die Dual-Fuel Verbrennung nahezu identisch wie die Dieselverbrennung verläuft, wird im Weiteren als „scheinbarer Verzug“ bezeichnet 𝜏𝑆𝑐ℎ𝑉. Als naheliegende Erklärung für diesen „scheinbaren Verzug“ bietet sich der Wettlauf um das Sau-erstoffangebot zwischen den Kraftstoffen Diesel und Erdgas an. Die Verbrennung ist in dieser Phase durch den Sauerstoffmangel kontrolliert. Bei steigernder Substitutionsrate wandert sowohl der Verbrennungsschwerpunkt des Differenz-brennverlaufs als auch des Gesamtbrennverlaufs in Richtung früh. Dies ergibt kürzere Brenndau-ern bei höheren Substitutionsraten. Hierdurch bedingt steigt die maximale Brennrate und der bei niedrigen Substitutionsraten vorhandene lange Ausbrand wandelt sich in eine glockenförmige Form.

31

Abbildung 30: Änderung des Differenzbrennverlaufs („Umsatz des Hintergrundgemischs“) über die Substitutionsratenva-riation 235 [1800 Upm, 17 bar].

BP 235 1 5 8

Sub [%] 0 30 55

H50 [°KW] 10 7.5 6

λCNG [-] Inf 5.6 3.1


AGR [%] 0 0 0

pmi [bar] 17 17 17

Drehzahl [upm] 1800 1800 1800

Raildruck [bar] 1600 1600 1600 λmix [-] 1.7 1.7 1.7 T2 [°C] 68 68 68 p2 [bar] 2.3 2.3 2.3 ηum [-] 99.8 98.5 98.4

Abbildung 31: Betrachtung des Brennverlaufs und der Einzelarbeitsspielverläufe ausgewählter Betriebspunkte einer Substitutionsratenvariaton

𝜏𝑆𝑐ℎ𝑉

- 32 -

Die Tatsache, dass die Düse neun Einspritzlöcher besitzt und ein geringfügiger Drall vorhanden ist, könnte die nahezu vollständige Umsetzung bei sehr großen Dieselmengen (durch die Diffusi-onsverbrennung des Diesels) erklären. Höhere Substitutionsraten nehmen hingegen einen glo-ckenförmigen Brennverlauf mit einer kürzeren Brenndauer an. Betrachtet man beispielsweise die Betriebspunkte 30 und 54% Substitutionsrate, siehe Abbildung 31, dann weisen diese ein Lambda des Hintergrundgemischs von 5.6 bzw. 3.1 auf. Hier es fragwürdig ist, ob sich die Umsetzung des Kraftstoffs über eine laminare Flammengeschwindigkeit erklären lässt. In der folgenden Abbildung sind laminare Flammengeschwindigkeiten für die Randbedingungen der Substitutionsratenvariati-on dargestellt.

Abbildung 32: laminare Flammengeschwindigkeit der Substitutionsratenvariation aus Bremsblatt 235 [1800 Upm,17 bar pmi] mit Grenzen der Möglichkeit einer laminaren Flammenausbreitung

33

4.5 Raildruckvariation

Die Einspritzung ist beim Dieselmotor eine wesentliche Turbulenzquelle. Durch die Erhöhung der Turbulenz steigt die kinetische Energie im Brennraum, was zur Reduzierung der Mischzeit zwi-schen Kraftstoff und Oxidator führt. Durch die schnellere Vermischung mit dem Reaktionspartner verkürzt sich die Verbrennungsdauer einer Dieselverbrennung. So wird durch die Veränderung des Raildrucks die Dieselverbrennung maßgeblich beeinflusst.

Die Strahlpenetrationslänge, sowie die Tropfenbildung sind eine Funktion des Raildrucks. Eine größere Penetrationslänge hat zusätzlich zur Folge, dass die Oberfläche der Flammenkeule sich vergrößert, was die Verbrennung des Hintergrundgemischs fördern sollte. Ferner ändert eine Rail-druckvariation deutlich die Turbulenz im Brennraum. Geht man von einer laminar-turbulenten Flammenausbreitung im Erdgashintergrundgemisch aus, müsste sich dessen Umsetzung deutlich über eine Raildruckvariation ändern.

Im Rahmen der Untersuchung wurde bei konstanter Substitutionsrate eine Raildruckvariation vor-genommen. Die Substitutionsrate betrug 60%, der Raildruck wurde von 800 bar bis 1800 bar vari-iert. Um einen hohen Umsatz zu gewährleisten wurde innerhalb der Variation eine Frühverschie-bung des Einspritzzeitpunkts vorgenommen, die Verbrennungsschwerpunktlage blieb in etwa kon-stant. Bei der reinen Dieselverbrennung nimmt der Zündverzug bei einer Erhöhung des Raildrucks geringfügig zu. Die Verkürzung wird als Abhängig zur Verdampfungsgeschwindigkeit angenom-men, die bestimmt wird durch die Ausgangstropfendurchmesser. [19, S. 42].

Abbildung 33: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Raildruck [1800 Upm, 16 bar pmi, M3, Bremsblatt 245]

- 34 -

BP 245 1 5 11

H50/AB [KW n. ZOT] 10/-4 10/-6 10/-9



Sub [%] 60 60 60

AGR [%] 0 0 0

pmi [bar] 16 16 16

Drehzahl [U/min] 1800 1800 1800

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 2.4 2.4 2.4

𝜆𝑚𝑖𝑥 [-] 1.4 1.4 1.4

T2 [°C] 70 70 70

p2 [bar] 2 2 2

ηum [-] 98.5 98.5 98.3

Abbildung 34: Brennverläufe bei einer Raildruckvariation bei mittlerer Substitutionsrate und hohen Einlasstemperaturen, Bremsblatt 245.

Es ist zu erkennen, dass die Raildruckvariation keine merklichen Unterschiede hervorruft. Es ist mit abnehmendem Raildruck eine leichte Tendenz im Zündverzug zu erkennen und die Spitzenrate der Verbrennung nimmt mit abnehmendem Raildruck leicht ab. Nahezu identisch verläuft jedoch die initiale Brennphase und der Ausbrand. Dies widerspricht dem Verhalten, das bei einer laminar-turbulenten Flammenausbreitung des Hintergrundgemischs zu erwarten gewesen wäre und deutet auf andere Umsetzungsmechanismen des Erdgashintergrundgemischs.

Für Bremsblatt 245 werden in Abbildung 35 die Betriebspunkte mit 1700 bar und 900 bar Raildruck verglichen. Zusätzlich zum Brennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse dQB,PTA ist im mittleren Dia-gramm der simulierte Brennverlauf des Dieselanteils dargestellt. Man erkennt die typische Ände-rung der Dieselverbrennung über dem Raildruck. Im unteren Diagramm ist der Differenzbrennver-lauf zwischen Druckverlaufanalyse dQB,PTA und simulierter Dieselverbrennung dargestellt, der als Indikator für die Umsetzung des CNG-Anteils dient. Dieser Differenzbrennverlauf zur Charakteri-sierung des CNG-Umsatzes unterscheidet sich im Anstieg wie auch im Ausbrand nur unwesentlich obwohl der Raildruck um 800 bar variiert wurde. Die Oberflächengröße der Flammenkeule und die Turbulenz im Brennraum beeinflussen die Verbrennung des Erdgashintergrundgemischs offen-sichtlich nicht merklich.

35

Abbildung 35: Raildruckvariation (Bremsblatt 245/2 und 245/10). Gegenüberstellung des Brennverlaufs aus der Druckverlaufsanalyse (oben), samt des simulierten Dieselbrennver-laufs (Mitte) und der Brennverlauf durch Differenzbildung zwischen Brennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse und Dieselmodell (unten).

- 36 -

4.6 Variation des Einspritzzeitpunkts

Der Einspritzzeitpunkt besitzt einen großen Einfluss auf die Dieselverbrennung. Der Einfluss der Einspritzzeitpunktvariation wurde bei verschiedenen Drehzahlen untersucht. Die Ergebnisse der Untersuchung einer Einspritzzeitpunktvariation bei einer Drehzahl von 1200 Upm und einer Substi-tutionsrate von 42% sind folgenden Abbildungen zu entnehmen. Es ist klar erkenntlich, dass mit spätem Einspritzzeitpunkt die Verbrennung „verschleppt“ wird und die Brenndauer (𝜏𝐶𝐷) sich ver-größert. Dies hat seinen Grund in den fallenden Drücken und Temperaturen in der Expansions-phase, die einen Einfluss auf die laminare Flammengeschwindigkeit oder/und den Zündreaktionen besitzen. Günstig verhällt sich der verlängerte Zündverzug auf die Verbrennung. Trotz der Ein-spritzung in eine kältere Umgebung wird aufgrund der ausreichenden Zeit zur Gemischbildung eine hohe Brennrate zu Beginn ereeicht. Auffällig ist das erhöhte Maxima in der Brennrate bei ei-nem Brennbeginn kurz vor dem ZOT. Dies kann als Hinweis für den Einfluss der Quetschströ-mungseffekte auf die Verbrennung deuten.

Abbildung 36: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Einspritzzeitpunktes bei dem Betriebspunkt L2 (Bremsblatt 227).

37

BP 227 6 7 8

H50 [KW n. ZOT] 12 14 16


Sub [%] 43 43 43

AGR [%] 0 0 0

PMI [bar] 17 17 17

Drehzahl [rpm] 1200 1200 1200

Rail-druck

[bar] 1600 1600 1600

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.6 3.6 3.6

𝜆𝑚𝑖𝑥 [-] 1.5 1.5 1.5

T2 [°C] 70 70 70

p2 [bar] 2.3 2.3 2.3

ηum [-] 98.6 98.6 98.7

Abbildung 37: Brennverlauf, Einzelarbeitsspiele ausgewählter Betriebspunkte einer Einspritzzeitpunktvariation und die Brennverläufe der Gesamtvariation [1200 Upm, 17 bar pmi, L2, Bremsblattnummer 227]

Zur genaueren Analyse wird wieder der Differenzbrennverlauf zwischen Druckverlaufanalyse und modelliertem Dieselanteil zur Charakterisierung der Umsetzung des CNG-Hintergrundgemischs gebildet, siehe folgende Abbildung. Es werden die Extrempunkte der Einspritzvariation gegenüber gestellt. Es ist erkenntlich, dass mit spätem Einspritzzeitpunkt die Umsetzung des CNG-

Hintergrundgemischs im Differenzbrennverlauf „verschleppt“ wird und die Brenndauer (𝜏𝐶𝐷) des Differenzbrennverlaufs sich vergrößert. Dies könnte seinen Grund in den fallenden Drücken und Temperaturen in der Expansionsphase haben, die gleichermaßen einen Einfluss auf die laminare Flammengeschwindigkeit oder/und den Zündreaktionen besitzen.

- 38 -

Abbildung 38: Gegenüberstellung des Brennverlaufs aus der Druckverlaufsanalyse (oben),, samt des simulierten Dieselbrennverlaufs (Mitte) und der Brennverlauf durch Differenzbildung zwischen Brennverlauf aus der Druckverlaufsanalyse und Dieselmodell (unten). [1200 Upm, 17 bar pmi, L2, Bremsblatt 227]

39

4.7 Variation der AGR-Rate

Die Abgasrückführung ist ein geeignetes Mittel für die Schadstoffreduzierung der Stickoxide. Durch die Erhöhung des Inertgasanteils im Brennraum verändern sich physikalische und chemische Ei-genschaften möglicher Umsetzungsmechanismen des CNG-Hintergrundgemischs. Diese Ände-rung betrifft die laminare Flammengeschwindigkeit. Diese erfährt durch den höheren Inertgasanteil eine deutliche Reduzierung. Es entsteht zudem eine Verlängerung der freien Weglänge der Reak-tionspartner Kraftstoff und Sauerstoff. Des Weiteren verlangsamt das Inertgas die Selbstzündreak-tionen des Methangases. Es ist zu erkennen, dass eine λ-Variation bei sehr hohen Temperaturen einen geringen Einfluss auf die Selbstzündbedingungen des Methans besitzt, der Inertgasanteil hingegen besitzt eine größere Wirkung auf den Zündverzug. Der Einfluss auf die Dual Fuel Ver-brennung ist in den folgenden Abbildungen zu erkennen. Das σpmi als Maß für die Verbrennungs-stabilität, bleibt über die AGR-Variation auf einem relativ konstanten wert.

Ausgewählte Betriebspunkte sind Variationen mit 0%,16% und 30% AGR-Anteil.

𝑥𝐴𝐺𝑅(%) =�̇�𝐴𝐺𝑅

�̇�𝐿𝑢𝑓𝑡 + �̇�𝐶𝑁𝐺 + �̇�𝐴𝐺𝑅⋅ 100 Gl. 4.4

Das Inertgas wirkt anhand drei Mechanismen auf die Vorgänge im Brennraum:

1. Über die Ladungsverdünnung: Langsamere Reaktionsgeschwindigkeit aufgrund des gerin-gen Sauerstoffs.

2. Über den thermischen Effekt a. Abkühlung des Gemischs aufgrund der hohen molaren Wärmekapazität

b. Erwärmung des Gemischs aufgrund ungekühlter Zugabe in den Brennraum

3. Über den chemischen/radikal Effekt: Dissoziation des Kohlenstoffdioxid

Es ist anzunehmen, dass bei geringen AGR-Mengen dieser das Hintergrundgemisch schneller zur Entzündung bringt und dieses über eine Art „Volumenreaktion“ umgesetzt wird (vgl. hochfrequente Schwingungen in den Druckverläufen der Einzelarbeitsspiele). Bei größerer Zugabe an Inertgas dominiert hingegen die Abkühlung aufgrund des thermischen Effekts aufgrund der hohen molaren Wärmekapazität und der Ladungsverdünnung, dieses Phänomen wurde in der Arbeit [24] be-schrieben.

Abbildung 39: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation der AGR Rate. 16 bar pmi,1800 Upm, M3. Bremsblatt 230.

- 40 -

OP 230 1 3 9

AGR [%] 0 16 30

λCNG [-] 2.85 2.57 1.9

λmix [-] 1.7 1.5 1.17


Sub [%] 60 60 60

H50 [KW n. ZOT] 10 10 10

PMI [bar] 16.2 16.8 16.6

Drehzahl [Upm] 1800 1800 1800


T2 /p2 [° C]/[bar] 70/2.3 70/2.3 70/2.3

ηum [-] 98.1 98.4 97.3

Abbildung 40: Verlaufsgrößen bei einer AGR Variation (1800 Upm, 16-17 bar pmi, M3, Bremsblatt 230)

41

4.8 Variation der Ladelufttemperatur

Eine erhöhte Ladelufttemperatur führt zu einer schnelleren Radikalbildung und verkürzt somit den Zündverzug der Dieselverbrennung. Bei einer deflagrativen Flammenausbreitung führt eine Erhö-hung der Temperatur zu einer Erhöhung der laminaren Flammenausbreitung. Zudem sinkt durch zunehmende Einlasstemperatur die Dichte der angesaugten Luft und somit die Füllung des Brenn-raumes. Der Einfluss der Dichte auf das Strahlbild und Tropfenaufbereitung bei einem Raildruck von 1800 bar fällt allerdings gering aus.

Bei der im Folgenden dargstellten Ladelufttemperaturvariation fällt zunächst in den Brennverläufen die erhebliche Beschleunigung der Verbrennung bei einer Temperaturerhöhung von 40K auf. Über eine Änderung der laminare Flammengeschwindigkeit lässt sich dieser drastische Anstieg nicht erklären. Ebenso lässt sich der Effekt nicht sinnvoll über Änderungen im Dieselumsatz erklären, wie die simulierten Dieselbrennverläufe unten zeigen. Es ist davon auszugehen, dass bei höheren Ladelufttemperaturen es schneller und stärker zur Selbstzündung des CNG-Hintergrundgemischs kommt und dieses vermehrt über eine Volumenreaktion umgesetzt wird. Hier zu passt die Zunah-me der hochfrequenten Anteil in den Druckverläufen der Einzelarbeitsspiele.

Abbildung 41: Prozessgrößen bei einer Ladelufttemperaturvariation. Bremsblatt 290, 1800 Upm, 17 bar, M3.

- 42 -

BP 290 1 3 5

T2/p2 [°C]/[bar] 65/2 45/2 25/2


Sub [%] 70 70 70

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 1.8 1.8 1.8

𝜆𝑚𝑖𝑥 [-] 1.3 1.3 1.3

H50 [KW n. ZOT] 12 12 12

PMI [bar] 16.6 17.3 16.8

AGR [%] 16 16 16

Dreh-zahl

[Upm] 1800 1800 1800

Rail-druck

[bar] 1800 1800 1800

ηum [-] 98.4 98.1 98.

Abbildung 42: Ladelufttemperaturvariation [1800 Upm, 17 bar, Bremsblatt 290, M3]

43

Abbildung 43 Gegenüberstellung der Brennverläufe mit 25 und 55°C Ansauglufttemperatur. Oben: Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse. Mitte: simulierte Brennverläufe des Dieselanteils sowie Gesamt-Brennverläufe aus der Druckverlaufsanalyse (PTA). Unten: Differenzbrennverläufe aus Druckverlaufsanalyse und simu-liertem Dieselanteil zur Charakterisierung der Umsetzung des CNG-Hintergrundgemischs.

- 44 -

4.9 Variation des Luftverhältnisses

Durch Veränderung des Ladeluftdrucks wird bei konstanter Substitutionsrate und konstanten Kraft-stoffmengen der Einfluss des Luftverhältnisses auf die Verbrennung untersucht. Die Änderung des Luftverhältnisses besitzt unterschiedliche Einflüsse. Sie verändert die laminare Flammenge-schwindigkeit. Wie aus der Abbildung 44 ersichtlich ist, besitzt die laminare Flammengeschwindig-keit nahe dem stöchiometrischen Luftverhältnis λ ihr Maxima. Die Veränderung des Luftverhältnis-ses bewirkt zudem eine Änderung der Selbstzündungsneigung des CNG-Hintergrundgemischs. .Über die Variation hinweg wurde die Turbulenz, durch Beibehaltung der Turbulenzquellen Dreh-zahl und Raildruck, konstant gehalten.

Abbildung 44: chemische Einflüsse auf fundamentale Verbrennungsmechanismen durch Variation des Luftverhältnisses, [25] und [12]

Durch die Variation des Ladedrucks verändert sich proportional das Luftverhältnis. Da der Spritz-verzug in keiner Abhängigkeit zum Luftverhältnis steht, wird erkenntlich, dass der Zündverzug über die Variation hinweg konstant bleibt. Wie aus den Druckverläufen der Einzelarbeitsspielbetrach-tung zu entnehmen ist weisen die magereren Betriebspunkte eine höhere Zyklenschwankung auf. Dieser Sachverhalt ist auch aus der Prozessgröße 𝜎𝑝𝑚𝑖 zu entnehmen. Gleichzeitig ist bei den

„fetteren“ Betriebspunkten ein höherer hochfrequenter Anteil in den Druckverläufen der Einzelar-beitsspiele als Hinweis auf Selbstzündungen im CNG-Hintergrundgemisch zu erkennen.

45

Abbildung 45: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Luftverhältnisses. Bremsblatt 242, 1800 Upm,17 bar pmi.

Aus den Brennverläufen der Druckverlaufsanalyse ist zu entnehmen, dass bei relativ mageren Variationen die Verbrennung eine Zweistufencharakteristika besitzt. Die Anwendung des auf reak-tionskinetischen Berechnungen beruhenden Selbstzündmodells ergibt eine Selbstzündung zwi-schen der abfallenden und wiederaufsteigenden Flanke (siehe „Kreuze“ in den Brennverlaufsdia-grammen). Dies könnte ein Anzeichen dafür, sein dass die Verbrennung zunächst entlang der Die-selkeulen aufgrund der anfänglichen Erdgasverbrennung im Spray erfolgt und mit dem Ende der Einspritzung in einen degressiven Verlauf übergeht, um dann durch Selbstzündungen im stark komprimiert und erhitzten Hintergrundgemisch eine erneute Beschleunigung zu erfahren. Wird der Ladedruck weiter gesenkt nimmt die Luftmenge weiter ab und das Luftverhältnis des Hintergrund-gemischs rückt näher in Richtung des stöchiometrischen Verhältnisses. Die laminare Flammenge-schwindigkeit nimmt hierdurch zu und die Selbstzündzeit für Methan nimmt ab und wandert somit in Richtung früh. In der Brennverlaufsform prägt sich dieser Sachverhalt dadurch aus, dass das zweistufige Verbrennungscharakteristikum in eine Glockenform übergeht. Die Veränderung in der Brennform geht einher mit der Veränderung der Brenndauer und dem Maximum an Brennrate dQbmax.

- 46 -

OP 242 3 5 8

λCNG [-] 3.2 2.9 2.5

λmix [-] 1.9 1.7 1.5

T2/p2 [°C]/[bar] 50/2.7 50/2.3 50/2


Sub [%] 60 60 60

H50 [KW n. ZOT] 10 10 10

pmi [bar] 17. 17 16.4

AGR [%] 0 0 0

Drehzahl [Upm] 1800 1800 1800


ηum [-] 96.2 97.5 98.3

Abbildung 46: Brenn- und Druckverläufe einer Luftverhältnisvariation, Teil 1. [1800 Upm, 17 bar pmi, Bremsblatt 242]

47

OP 242 10 11 12

λCNG [-] 2.1 2 1.9

λmix [-] 1.3 1.2 1.1

T2/p2 [°C]/[bar] 50/1.8 50/1.7 50/1.6


Sub [%] 60 60 60

H50 [KW n.ZOT] 10 10 10

PMI [bar] 15.7. 15.4 14.7

AGR [%] 0 0 0

Drehzahl [Upm] 1800 1800 1800


ηum [-] 98.6 98.5 98.7

Abbildung 47: Brenn- und Druckverläufe einer Luftverhältnisvariation, Teil 2. [1800 Upm, 17 bar pmi, Bremsblatt 242]

Zündstrahlverfahren Der Einfluss einer Luftverhältnisvariation auf das Zündstrahlverfahren wurde u.a. im Betriebspunkt 252 untersucht. Hierbei wurde eine Substitutionsrate von 93 % beibehalten und das Luftverhältnis durch Veränderung des Ladedrucks variiert. Bei solch hohen Substitutionsraten wird der Einfluss der Dieselverbrennung auf einem sehr niedrigen Niveau gehalten. Um die zugrundeliegenden Ver-brennungsmechanismen einer Dual-Fuel Verbrennung besser zu erfassen wurde zusätzlich der Raildruck konstant gehalten. Die AGR-Rate betrug konstant 27%. Den Prozessgrößen ist zu ent-nehmen, dass der Zündverzug geringfügig abnimmt. Die Brenndauer ist nahezu konstant und die Zyklenschwankungen nehmen zu stöchiometrischen Verhältnissen hin, gleich dem Verhalten bei mittleren Substitutionraten, ab. Wobei die Zyklenschwankung sich auf einem deutlich höheren Ni-veau befindet, verglichen mit den Betriebspunkten mit niedrigerer Substitutionsrate und höherem Luftverhältnisses des CNG-Gemisches.

- 48 -

Abbildung 48: Kenngrößen der Zündstrahluntersuchung 252 , M4, 1800 UPM, 16 bar pmi.

BP 252 12 13 14

λCNG [-] 1.4 1.37 1.26

T2 [°C] 81 82 83

p2 [bar] 3.5 3.4 3.2


Sub [%] 94 94 94

H50 [KW n. ZOT]

15 15 15

PMI [bar] 16 16 16

AGR [%] 27 27 27

Dreh-zahl

[Upm] 1800 1800 1800

Rail-druck

[bar] 1700 1700 1700

ηum [-] 95.7 95.9 97.1

Abbildung 49: Verlaufsgrößen einer Zündstrahl-Luftverhältnisvariation. Bremsblatt 252 , M4, 1800 UPM, 16 bar pmi.

49

Die Veränderung der Brennverläufe ist Abbildung 49 und Abbildung 50 zu entnehmen. An nahezu identischer Stelle weist der Brennverlauf eine leichte Abnahme der Brennrate auf. Ab diesem Zeit-punkt unterscheiden sich die Brennverläufe in der Brennrate in Abhängigkeit des Luftverhältnisses. Während der Brennverlauf λCNG = 1.2 nahezu linear ansteigt, um dann kurz vor der Verbrennungs-schwerpunktlage eine Beschleunigung zu erfahren, verläuft der Brennverlauf bei λCNG = 1.7 mit einer zunächst geringeren Brennrate, um dann zu einem früheren Zeitpunkt eine Beschleunigung zu erfahren.

Abbildung 50: Gegenüberstellung Luftverhältnisse 1.7 und 1.2 im Zündstrahlverfahren. Oben: Gesamt-Brennverläufe aus

der Druckverlaufsanalyse. Mitte: simulierte Brennverläufe des Dieselanteils sowie Gesamt-Brennverläufe aus der Druck-verlaufsanalyse (PTA). Unten: Differenzbrennverläufe aus Druckverlaufsanalyse und simuliertem Dieselanteil zur Cha-rakterisierung der Umsetzung des CNG-Hintergrundgemischs.

Der Brennverlauf kann somit in drei Bereiche untergliedert werden, siehe Abbildung 51. Im ersten Bereich entzündet sich der Dieselkraftstoff und ermöglicht so eine Flammenausbreitung. Die Ver-änderung in der Brennrate im Übergang zwischen Bereich I und II wird der Reduzierung der Flammenoberfläche zugeschrieben. Über die Variation des Luftverhältnisse hinweg ist zu erken-nen, dass der Verbrennungsschwerpunkt trotz der unterschiedlichen vorangegangenen Brennra-ten, identisch ist. Dies liegt daran, dass die „magereren“ Betriebspunkte trotz des moderateren Anstiegs in der Brennrate früher in einen Bereich der Verbrennungsbeschleunigung eintreten, als der nahezu stöchiometrische Brennverlauf.

- 50 -

Abbildung 51: Unterteilung des Zündstrahlverfahrens in drei Bereiche

I II III

51

4.10 Propan-Beimischung

Im Rahmen der Untersuchung wurde eine Propanvariation durchgeführt. Hierbei wurde das klopf-freudigere Propan zu 10 Volumenprozent zu Erdgas beigefügt.

Abbildung 52: Die Veränderung der Prozessgrößen bei der Variation des Propananteils. Bremsblatt 293, 1.800 Upm, 16

bar pmi.

Der Einfluss des Propananteils auf die laminare Flammengeschwindigkeit ist der folgenden Abbil-dung zu entnehmen. Hier wurden die Ergebnisse einer reaktionskinetischen Berechnung bei un-terschiedlichen Drücken/Temperaturen dargestellt. Es ist erkennbar, dass die Propanbeigabe die laminare Flammengeschwindigkeit nicht merklich ändert.

Abbildung 53: laminare Flammengeschwindigkeit in Abhängigkeit des Propananteils [23]

- 52 -

BP 293 1 4 5

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 1.8 1.9 2

mPropan [g/h] 0 120 220

x mpropan

mCNG +mpropan 0 6.7 10.8

MZ - 86 78 75


Sub [%] 70 70 70

H50 [KW n. ZOT] 16 15 13

pmi [bar] 16 16 16

AGR [%] 16 16 16

Dreh-zahl [Upm] 1800 1800 1800

Rail-druck [bar] 1800 1800 1800

T2/p2 [°C]/[bar] 62/2 62/2 62/2

ηum [-] 98.3 98.2 98.5

Abbildung 54: Verlaufsgrößen bei einer Propanvariation [1800 Upm, 16 bar pmi, Bremsblatt 293]

Während die laminaren Flammengeschwindigkeiten sich auf ähnlichem Niveau bewegen, verkürzt sich die Brenndauer drastisch. Damit reichen die Verbrennungsmechanismen basierend auf einer laminar-turbulenten Flammenfront nicht aus, um die Verkürzung der Brenndauer zu erklären.

53

5 Beschreibung des neuen Modellansatzes

Die Untersuchung in Kapitel 4 hat die Phänomene einer laminar-turbulenten Flammenausbreitung und einer beschleunigenden Selbstzündungsverbrennung gezeigt. Ferner ist davon auszugehen, dass das im Dieselstrahl befindliche Methangemisch zusammen mit dem Diesel umgesetzt wird. Abhängig davon, wie weiteres unverbranntes Gemisch in den Dieselstrahl eintritt, wird hier auch weiteres Methangemisch erfasst. Diese Umsetzung wird im Folgenden als „CNG Entrainment“ bezeichnet.

Durch die laminaren Flammengeschwindigkeiten sind Bedingungen für eine laminar-turbulente Flammenausbreitung gegeben. Die Entrainmentverbrennung und die turbulente Flammenausbrei-tung reichen jedoch nicht aus, um die gesamte Verbrennung des Methangemischs im Zylinder abzubilden. Die Hinweise und Indizien aus Kapitel 4 schließen auf eine Selbstzündverbrennung. Die Modellierung muss daher alle drei Verbrennungsphänomene berücksichtigen.

Abbildung 55: Modellvorstellung der CNG-Verbrennung im DualFuel-Betrieb

Die folgende Gleichung zeigt die einzelnen Terme des Gesamtbrennverlaufs aus Dieselverbren-nung, Umsatz von CNG in der „Keule“ des Dieselstrahls (auch „CNG Entrainment“) und Umsatz des CNG-Hintergrundgemischs außerhalb der Keule. Letzteres aufgeteilt in eine Flammenausbrei-tung und eine Selbstzündungs-/Volumenreaktion.

𝑑𝑄𝑏,𝑀𝑜𝑑𝑒𝑙𝑙𝑑𝜙

= 𝑑𝑄𝑏,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 + 𝑑𝑄𝑏,𝐶𝑁𝐺,𝐾𝑒𝑢𝑙𝑒⏞ 𝐾𝑒𝑢𝑙𝑒

+ 𝑑 𝑄𝑏,𝐹𝑙𝑎𝑚𝑚𝑒 + 𝑑𝑄𝑏,𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒𝑛⏞ 𝐻𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑔𝑟𝑢𝑛𝑑

Gl. 5.1

- 54 -

5.1 Umsatz von CNG innerhalb des Dieselstrahls („Entrainment“)

Wie aus den bisherigen Untersuchungen herausgearbeitet wurde, verändert der Anteil an Erdgas den Zündverzug nicht im Bereich der Messauflösung (1° KW). D.h. das Modell für den Dieselzünd-verzug muss ausgehend von einem Modell für konventionelle Dieselverbrennung nicht angepasst werden.

In bisherigen Dieselbrennverlaufsmodellen wird nach Verstreichen der Zündverzugszeit die Die-selkraftstoff mit dem Sauerstoff oxidiert. Nun steht der Verbrennung zusätzlich Erdgas zur Verfü-gung, wobei Luft und Erdgas homogen vermischt sind. Dies führt zu zwei Randbedingungen, die eine Berücksichtigung erfordern. Solange die Verbrennung durch Sauerstoffmangel gesteuert wird, führt der Umsatz des in der Frischladung enthaltenen Erdgases zwangsläufig zur Verringerung des Dieselumsatzes. Des Weiteren existiert der Bedarf der Verbrennungsmodellierung des Erdgases.

Abbildung 56: Schema einer Dual Fuel Verbrennung und dem Scheibenmodell für die Dieselverbrennung

Des Weiteren bedarf es einer Verbrennungsmasse 𝑑𝑚𝑏𝐶𝑁𝐺,𝑆𝑝𝑟𝑎𝑦 der Erdgasverbrennung innerhalb

der Sprayhülle. Damit ergibt sich zusammen mit der Dieselmasse ein Gesamtbrennverlauf für die Verbrennung innerhalb des Spray zu Gl. 5.2

𝑑𝑄𝑏𝐾𝑒𝑢𝑙𝑒𝑑𝜙

=𝑑𝑚𝑏,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙

𝑑𝜙⋅ 𝐻𝑢,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 +

𝑑𝑚𝑏,𝐶𝑁𝐺𝑑𝜙

⋅ 𝐻𝑢,𝐶𝑁𝐺⏞

𝑑𝑄𝑏,𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑖𝑛𝑚𝑒𝑛𝑡

Gl. 5.2

Aufgrund der Einblasung des Erdgases in den Ansaugtrakt mit einer ausreichenden Zeit für die Homogenisierung mit der Luft wird davon ausgegangen, dass das Erdgas im Brennraum homogen verteilt ist. Mit Erreichung der Selbstzündbedingungen für den zündwilligen Dieselkraftstoff liefert die Verbrennung des Diesels die Zündenergie für die Verbrennung des Erdgases. Aus dem Ver-

hältnis 𝜆𝑈𝑉,𝐶𝑁𝐺 =𝑚𝐿

𝑚𝐶𝑁𝐺⋅𝐿𝑚𝑖𝑛,𝐶𝑁𝐺 kann somit auf die Erdgasmenge geschlossen werden, die zusam-

men mit dem Diesel verbrennt. Jedoch unterliegt der Dieselkraftstoff aufgrund der Einspritzung und gleichzeitigen Gemischbildung einer zeitlichen Gemischschichtung, die über das Luftverhältnis 𝜆𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙 als Lambda-Verteilung innerhalb des Einspritzstrahls modelliert wurde.

55

Abbildung 57: Verteilung von Diesel und Erdgas im Brennraum

Aufgrund der simultan ablaufenden Einspritzung und Gemischbildung existiert eine Konkurrenzsi-tuation zwischen der Dieselverbrennung und der Erdgasverbrennung um den Sauerstoff. Aus die-sem Grund wurde aus dem Diesel und Sauerstoffangebot heraus ein λ-Modell entwickelt. Zu-nächst wurde der Tatsache Sorge getragen, dass eine Verbrennung bei Sauerstoffmangel nicht stattfinden kann. Über die Dieselmenge und der Luftzahl wurde anhand des Verbrennungsverhält-nisses die Luftmenge ermittelt.

mL(𝑡) = λDiesel(t) ⋅ mf,Diesel(t) ⋅ Lmin,Diesel Gl. 5.3

Abzüglich der Luftmenge, die durch den Dieselumsatz bei einer vollständigen Verbrennung benö-tigt wird, ergibt sich eine Luftmenge, die für eine Erdgasverbrennung zur Verfügung steht. mL,CNG = mL −mf,Diesel ⋅ Lmin,Diesel Gl. 5.4

Zwischen dem Sauerstoffmangel t ≤ 𝜏1 und dem Verbrennungsverhältnis λCNG (t ≥ 𝜏3) wird ein Anstieg vom Fetten in das Hintergrundluftverhältnis modelliert (t=𝜏2). Aufgrund des verwendeten Scheibenansatzes nach [26] durchläuft jede Scheibe drei unterschiedliche Bereiche. Das Volumen der Verbrennung im äußeren Diffusionsbereich II muss für den CNG-Umsatz allerdings begrenzt werden. Die Ursache liegt darin, dass das Volumen im Bereich Diffusion II ein großer ist, aber nicht die gesamte Erdgasmenge umgesetzt wird, da die umgesetzte Dieselmenge sehr mager ist. Hier-für wird die Menge des Kraftstoffs, die Rate über das Integral berechnet. Sobald die Rate einen

Grenzwert 𝑐𝐺𝑟𝑒𝑛𝑧 überschreitet, wird mit dem Hintergrund λ die verbrennung fortgesetzt.

𝑟𝐷𝑖𝑓𝑓,2 =𝑑𝑚𝐷𝑖𝑓𝑓,2

𝑐𝑠𝑘𝑎𝑙 ⋅ 𝑚𝐷𝑖𝑓𝑓,2 Gl. 5.5

Sobald 𝑟𝐷𝑖𝑓𝑓,2> als 𝑐𝐺𝑟𝑒𝑛𝑧 ist nimmt das λ das Luftverhältnis des Hintergrundgemischs (λCNG) an.

Ansonsten gilt Gl. 5.6. 𝜆 = 𝜆𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝑟𝐷𝑖𝑓𝑓,2 Gl. 5.6

- 56 -

Aus der λ-Berechnung ergibtz sich anhand der vorhandenen Erdgasmasse die Entrainmentver-brennung innerhalb des Dieselsprays: 𝑑𝑄𝑏,𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑖𝑛𝑚𝑒𝑛𝑡

𝑑𝜙= 𝜆 ⋅

𝑑𝑚𝑏,𝐷𝑖𝑒𝑠𝑒𝑙𝑑𝜙

⋅ �̃�𝑚𝑖𝑛 ⋅𝑤𝐶𝑁𝐺𝑤𝐿𝑢𝑓𝑡

⋅ 𝐻𝑈,𝐶𝑁𝐺

Gl. 5.7

Abbildung 58 Modellierung des zeitabhängigen Luftverhältnisverlaufs

𝝉𝟏 𝝉𝟐 𝝉𝟑

57

5.2 Berechnung der laminar-turbulenten Flammenausbreitung

Bei einer wesentlichen Anzahl an Betriebspunkten ist von einer zwar langsamen, aber vorhande-nen laminar-turbulentenlaminare Flammenausbreitung auszugehen. Es ist davon auszugehen, dass die Flammenausbreitung entlang der Dieselkeule voranschreiten wird. Viele Betriebspunkte gelangen jedoch schnell in den Modus, einer durch Selbstzündungen im CNG-Hintergrundgemisch bzw. einer Volumenreaktion beschleunigten Verbrennung. Aus diesem Grund wurde auf eine de-taillierte Modellierung der Flammenoberfläche verzichtet. An dieser Stelle wird mit einer verein-fachten Annahme einer hemisphärischen Flammenausbreitung die deflagrative Flammenausbrei-tung modelliert. Die Flammenoberfläche beginnt zu einem bestimmten Zeitpunkt mit einer be-stimmten Größe. Hierbei werden nach Anzahl der Einspritzdüsenlöcher Flammenoberflächen be-rechnet, die eine Berücksichtigung der Zylinderkonturen miteinbezieht.

Abbildung 59: Flammenoberfläche bei einem Dual-Fuel Betriebspunkt in Abhängigkeit des erfassten Volumens.

Der Zeitpunkt der Flammenausbreitung wurde auf das Einspritzende gesetzt. Die Plausibilität des Zeitpunkts liegt darin begründet, dass die reaktionsrate der Dieselverbrennung nach Einspritzende abnimmt und somit der der schnellere diffusive Umsatz eine deflagrative Flammenausbreitung ermöglicht. Zum Zeitpunkt Einspirtzende wird in Abhängigkeit der maximalen Scheibendistanz eine Flammenoberfläche mit einer initialen Flammengröße in Abhängigkeit des größten Scheibenradius erzeugt. Die Flammenoberfläche wächst basierend auf der laminaren Flammengeschwindigkeit nach [23]. Nach Erreichen der Überlappungsgröße zweier Flammenoberflächen wird eine Oberflä-chenreduzierung durch eine Skalierungsgröße berechnet.

𝐴𝐹𝑠𝑘𝑎𝑙 =

𝐴𝐹𝑐𝑠𝑘𝑎𝑙

Gl. 5.8

- 58 -

Abbildung 60: Darstellung des Brennraums aus der Draufsicht mit einer Unterteilung entspre-chend der Düsenlochanzahl. Die Berechnung der Überlappung der Oberflächen erfolgt im An-schluss über trigonometrische Beziehungen.

Aus den Gesetzmäßigkeiten aus Kapitel 3.4.3 mit der Überlagerung der turbulenten Flammenge-schwindigkeit aus Gl. 3.24 ergibt sich die deflagrative Komponente einer Dual-Fuel-Verbrennung, s. Gl. 5.9.

𝑑𝑄𝑏,𝐹𝑙𝑎𝑚𝑚𝑒𝑑𝑡

=∫ (𝑑𝑚𝑒 − 𝑑𝑚𝑣)

𝜏⋅ 𝑤𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝐻𝑢,𝐶𝑁𝐺 Gl. 5.9

59

5.3 Berechnung der Raumzündung

Die Umsetzung der Erdgasmasse durch Selbstzündung erfolgt durch die Verwendung des Zündin-tegrals aus [12]. Sobald die mittlere Temperatur im Unverbrannten die Selbstzündgrenze des Erd-gases überschreitet kommt ein Umsatz des Erdgases über eine Volumenreaktion zustande. Der gesamte Massenanteil an umsetzbarem Erdgas wird hierbei sigmoidartig tabelliert. Um der Tem-peraturinhomogenität im Brennraum Rechnung zu tragen wird zu jedem Zeitpunkt eine Tempera-turverteilung um die mittlere unverbrannte Temperatur berechnet. Erfolgt Selbstzündung für eine bestimmte Temperaturhistorie wird entsprechend Masse an Erdgas umgesetzt. Folgerichtig wird der gesamte Massenanteil w zum jeweiligen Zeitpunkt umgesetzt, wenn die kälteste Temperatur zur Selbstzündung führt. Aus der Veränderung der umgesetzten Massenrate der Selbstzündung erfolgt die Berechnung der Verbrennung über die Raumzündung

𝑑𝑄𝑏,𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒𝑛𝑑𝜙

=Δ𝑤

ΔKW⋅ 𝑚𝐶𝑁𝐺 ⋅ 𝐻𝑢,𝐶𝑁𝐺 Gl. 5.10

Abbildung 61: Die Berechnung einer Temperaturverteilung aufgrund

Inhomogenitäten in der Temperatur im Unverbrannten

- 60 -

Abbildung 62:Die Berechnung der Zündintegrale anhand ausgewählter Tempertauren aus der Temperaturpreizung. Sobald der Wert 1 durchlaufen wird ist das Kriterium für Selbst-zündung erfüllt.

Tabelle 4: Auflistung der Modellparameter

cSkal 3

Cturb und nturb 2.8 und 1

cGrenz 0.86

61

6 Validierung des neuen Modellansatzes

6.1 Umsatz im Dieselstrahl: Entrainment-Ansatz

Bei niedrigen Substitutionsraten dominiert die Dieselverbrennung im Brennraum. Trotz der stabilen Molekülstruktur kann aus dem Umsetzungswirkungsgrad entnommen werden, dass das Erdgas nahezu vollständig umgesetzt wird. Aus Abbildung 63 ist ein magerer Betriebspunkt bei einem Luftverhältnis des CNG-Hintergrundgemischs von λ=3.7 zu entnehmen. In grauer Farbe ist der Verlauf des Luftverhältnisses des Erdgasanteils im Spray dargestellt. Während zu Beginn der Sauerstoffmangel die Erdgasverbrennung unterdrückt, beginnt ab dem Zeitpunkt, ab dem über-schüssige Luft im Gemisch vorhanden ist, die Umsetzung des Erdgases. Hierbei steigt das Luft-verhältnis nicht schlagartig auf das Luftverhältnis im Hintergrundgemisch, sondern allmählich. Der Abbildung ist der Brennverlauf aus der Druckverlausfsanalyse (schwarz) und der modellierte Brennverlauf der Entrainmentverbrennung (blau) dargestellt. Erkenntlich ist, dass über die Keulen-verbrennung nahezu die gesamte Erdgasmasse umgesetzt wird.

Abbildung 63:Validierung des Entrainment-Ansatzes

BP 224 4

Sub [%] 38.6

SOIS [°] 175.4

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.7


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [Upm] 1800

Raildruck [bar] 1600

ηum [-] 99

- 62 -

6.2 Validierung des Gesamtmodells

In Abbildung 64 ist ein Betriebspunkt, in dem die Charakteristik des Modells insbesondere erkennt-lich ist. Dem anfänglichen Entrainmentanteil schließt sich mit Einspritzende ein erheblicher Anteil deflagrativer Flammenfortpflanzung an, bis das Zündintegral im unverbrannten Gemisch Selbst-zündung detektiert (grüner Fadenkreuz) und das Selbstzündmodell als dritte Verbrennungskompo-nente, die beschleunigte Brennphase dominiert.

Abbildung 64: Betriebspunkt, in dem die Verbrennungsmechanismen klar erkenntlich sind

BP 232 07

Sub [%] 72

SOI [°] 175

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 2.3


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [Upm] 1800


ηum [-] 98

63

6.3 Substitutionsratenvariation

Im Folgenden wird das Gesamtmodell auf eine Substitutionsratenvariation angewandt. Der Be-triebspunkt zeichnet sich mit einem hohen Umsetzungswirkungsgrad aus. Es ist zu erkennen, dass in Betriebspunkten mit einem stark überstöchiometrischem Luftverhältnis die Entrainmentverbren-nung dominiert. Das Luftverhältnis unterschreitet die Grenzen einer laminaren Flammenausbrei-tung, so dass der restliche Anteil durch Überschreiten der Selbstzündgrenze durch einen Selbst-zündanteil/eine Volumenreaktion erfasst wird.

Abbildung 65: Substitutionsratenvariation. Betriebspunkt mit 38% Substitutionsrate. Bremsblatt 224.

BP 224 04

Sub [%] 38

SOI [°] 175

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.6


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [Upm] 1800


ηum [-] 99

Da bei Erhöhung der Substitutionsrate die Dieselmenge reduziert wird, nimmt auch der Entrain-mentanteil ab. Gleichzeitig ermöglicht die Veränderung des Luftverhältnisses die Bildung einer laminaren Flamme als Basis einer deflagrativen Flammenfortpflanzung. Zusätzlich steigt Aufgrund der höheren Temperatur im Unverbrannten und dem günstigeren Luftverhältnis der Anteil an Selbstzündung/Volumenreaktion in der Verbrennung.

- 64 -

BP 224 5

Sub [%] 50

SOI [°] 176

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 2.9


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [Upm] 1800


ηum [-] 98.8


Bei einer weiteren Erhöhung der Substitutionsrate nimmt der Entrainmentanteil konsequent weiter ab, wohingegen die deflagrative Flammenausbreitung und der Anteil an Selbstzündung zunehmen.

BP 224 6

Sub [%] 61

SOI [°] 177

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 2.3


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [rpm] 1800


ηum [-] 98.6


65

6.4 Luftverhältnisvariation

In Abbildung 68 ist ein Betriebspunkt mit einem Luftverhältnis Lambda des CNG-Hintergrundgemischs von 3.0 dargestellt.Das zweistufige Charakteristikum wurde in der Variation als Entrainmentverbrennung mit deflagrative Flammenausbreitung und einer anschließenden Selbstzündung ausgemacht. Der abnehmenden Entrainmentverbrennung wird durch Bestimmung der Selbstzündung ein Umsatz über Volumenreaktion hinzugefügt. Der modellierte Zeitpunkt der Selbstzündung im Erdgas-Hintergrundgemisch ist in den folgenden Diagrammen als grünes Kreuz markiert. Mit abnehmendem Lambda des Hintergrundgemischs findet die Umsetzung über Volu-menreaktion zunehmend früher ab und der zweistufige Brennverlauf verschwindet. Auch diesen Effekt kann das Modell sehr gut abbilden.

BP 242 4

Sub [%] 60

SOI [°] 174

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3


AGR [%] 0

PMI [bar] 18

Drehzahl [rpm] 1800


ηum [-] 97

Abbildung 68: Variation des Luftverhältnisses Lambda. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 3. Bremsblatt 242.

- 66 -

BP 242 10

Sub [%] 60

SOI [°] 174

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 2

η [-] 98.6


AGR [%] 0

PMI [bar] 17

Drehzahl [rpm] 1800


Abbildung 69: Variation des Luftverhältnisses λ. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 2. Bremsblatt 242.

BP 242 12

Sub [%] 60

SOI [°] 174

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 1.85


AGR [%] 0

PMI [bar] 16

Drehzahl [rpm] 1800


ηum [-] 98.7

Abbildung 70: Variation des Luftverhältnisses λ. Betriebspunkt mit Lambda CNG = 1.85. Bremsblatt 242.

67

6.5 Einspritzzeitpunktvariation

Bei der Einspritzzeitpunktvariation wird der meiste Teil durch den Entrainmentanteil umgesetzt. Nach Erreichen des Selbstzündkriteriums wird die Selbstzündverbrennung beigefügt und eine na-hezu vollständige Umsetzung der Dual-Fuel-Verbrennung erfolgt.

BP 227 01

SOI [°] 176

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 1.85


Sub [%] 43

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.5

AGR [%] 0

PMI [bar] 16

Drehzahl [rpm] 1800


ηum [-] 98.5

Abbildung 71: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 176°KW. Bremsblatt 227.

BP 227 02

SOI [°] 177


𝜆𝐶𝑁𝐺Sub [%] 43

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.5

AGR [%] 0

PMI [bar] 17

Drehzahl [Upm] 1800


ηum [-] 98.7

Abbildung 72: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 177 °KW. Bremsblatt 227.

- 68 -

BP 227 05

SOI [°] 179


Sub [%] 43

𝜆𝐶𝑁𝐺 [-] 3.5

AGR [%] 0

PMI [bar] 17

Drehzahl [rpm] 1800


ηum [-] 98.6

Abbildung 73: Variation des Einspritzzeitpunkts. Betriebspunkt mit SOI = 179 °KW. Bremsblatt 227.

69

7 Zusammenfassung und Ausblick

Im Rahmen des FVV-Forschungsvorhabens „Dieselverbrennung auf homogenem Hintergrundge-misch“ wurde am Institut für Verbrennungsmotoren und Kraftfahrtwesen (IVK) an der Universität Stuttgart ein phänomenologisches Verbrennungsmodell entwicklelt, verifiziert und in das FVV-Zylindermodul implementiert. Das Modell basiert zum einen auf umfangreiche Messdaten aus dem Forschungsprojekt [1]. Zum anderen auf den Erkenntnissen von 3D-CFD-Berechnungen und Ver-suchen an einer Langhub-Kompressionsmaschine, die im Rahmen des Forschungsprojekts an der ETH Zürich durchgeführt wurden. Das Modell bildet physikalische und chemische Vorgänge ab und trägt dem Erkenntnisgewinn der innermotorischen Phänomene bei einer Dieselverbrennung auf homogenem Grundgemisch bei.

Basis der Modellentwicklung war eine intensive Messdatenanalyse. Hierfür wurde u.a. der Diesel-Anteil der Dual-Fuel-Verbrennung mit einem gut abgestimmten Diesel-Brennverlaufsmodell simu-liert, um über die Differenz zwischen dem Gesamtbrennverlauf aus der Messdatenanalyse und der modellierten Dieselumsetzung Erkenntnisse zum zeitlichen Ablauf des CNG-Umsatzes zu gewin-nen. Wesentlich Erkenntnisse waren:

Der Zündverzug der Dieselverbrennung wird bei den Randbedingungen eines Nutzfahr-

zeug-Dieselmotors durch das Erdgas-Hintergrundgemisch praktisch nicht beeinflusst.

Die erste Phase der DualFuel-Verbrennung wird durch Sauerstoffmangel bestimmt. Das

Hinzufügen eines CNG-Hintergrundgemischs verändert hier bei einer Substitutionsratenva-

riation den Gesamtbrennverlauf praktisch nicht.

Es muss zwangsläufig an denen Stellen, an denen ein Dieselumsatz stattfindet auch ein

CNG-Umsatz stattfinden. Dieser wird über den Umsatz in der „Diesel-Keule“ bzw. den „Ent-

rainment-Ansatz“ (Entrainment für die Luftbeimischung in den Dieselstrahl) modelliert.

Bei vielen Betriebspunkten findet auch eine laminar-turbulente Flammenausbreitung im

Erdgas-Hintergrundgemisch statt. Da dieses oft sehr mager ist, ist dieser Umsatzanteil oft

gering.

Bei vielen Betriebspunkten sind für das motorische „Klopfen“ typische, hochfrequente

Schwingungen auf der Druckmessung von Einzelarbeitsspielen zu sehen. Ebenso zeigen

reaktionskinetische Rechnungen, dass bei den hohen Drücken des Nutzfahrzeugmotors

von Selbstzündungen im Erdgas-Hintergrundgemisch auszugehen ist. Sehr eindrucksvoll

wird dies auch über die Propan-Variation gezeigt, die die Selbstzündungsneigung des Erd-

gasgemischs deutlich verändert.

Auf Basis der Dieselbrennverlaufsmodellierung wurde die Verbrennung des Hintergrundgemischs innerhalb der Dieselkeule ohne weitere Abstimmungsparameter unter Verwendung des Scheiben-ansatzes modelliert und im Anschluss bei niedrigen Substitutionsraten, bei denen dieser Mecha-nismus dominieren muss, verifiziert. In Abhängigkeit der „maximalen Scheibendistanz und damit von Kennwerten der rudimentär modellierten Spraygeometrie werden unter Berücksichtigung der Anzahl der Einspritzdüsen hemisphärische Oberflächen generiert, deren Anfangsdurchmesser dem maximalen Durchmesser der Dieselscheibe entspricht. Bei einer Überlappung der Oberflä-chengröße wird durch eine Modellkonstante eine Reduzierung der Oberflächengröße erreicht. Für die Umsetzung der deflagrativen Komponente wurde die laminare Flammengeschwindigkeit und die Turbulenz im Brennraum berücksichtigt. Des Weiteren wurden Selbstzündphänomene erkannt und in eine Modellierung der Selbstzündung umgesetzt. Hierbei wurde der Massenanteil der Selbstzündverbrennung durch eine Temperaturspreizung um die mittlere Temperatur im Unver-brannten bestimmt. Die Temperaturspreizung wurde für die Berechnung der Zündintegrale ver-wendet, um bei Erreichen der kritischen Integralbedingung einen Massenanteil als Selbstzündung umzusetzen.

- 70 -

8 Literaturangaben

[1] Tänzler, A. G.: Experimentelle Untersuchung eines Dual-Fuel-Brennverfahrens für schwere Nutzfahrzeugmotoren. Wiesbaden: Springer Fachmedien Wiesbaden 2017, DOI: 10.1007/978-3-658-18921-1

[2] van Basshuysen, R. u. Bargende, M. (Hrsg.): Erdgas und erneuerbares Methan für den Fahrzeugantrieb. Wege zur klimaneutralen Mobilität. Der Fahrzeugantrieb. Wiesbaden: Springer Vieweg 2015, DOI: 10.1007/978-3-658-07159-2

[3] Fredrik Königsson: On Combustion in the CNG-Diesel Dual Fuel Engine, KTH Royal Insti-tute of Technology Dissertation. Stockholm 2014

[4] Garcia, P. u. Tunestål, P.: Analysis of Dual-Fuel CNG-Diesel Combustion Modes To-wards High Efficiency and Low Emissions at Part Load. FISITA World Automotive Con-gress F2016-ESYB-014

[5] Flags, G. P. (Hrsg.): Grundlagen Verbrennungsmotoren. ATZ / MTZ-Fachbuch. Dord-recht: Springer 2012, ISBN: 978-3-8348-1987-1

[6] Zel'dovich, Y. B., Librovich, V. B., Makhviladze, G. M. u. Sivashinskil, G. I.: On the onset of detonation in a nonuniformly heated gas. Journal of Applied Mechanics and Technical Physics 11 (1972) 2, S. 264–270, DOI: 10.1016/0010-2180(80)90017-6

[7] Nieberding, R.-G.: Kompressionszündung magerer Gemische als motorisches Brenn-verfahren, Universität Siegen Dissertation. Siegen 2001

[8] Merker, G. P.: Grundlagen Verbrennungsmotoren. ATZ / MTZ-Fachbuch. Wiesbaden: Springer Fachmedien 2009, DOI: 10.1007/978-3-658-07697-9

[9] Dec, J. E.: A Conceptual Model of DI Diesel Combustion Based on Laser-Sheet Imag-ing*. SAE Technical Paper. SAE International 1997- 970873

[10] Markus Wenig: Simulation der ottomotorischen Zyklenschwankungen, Universität Stuttgart Dissertation. Stuttgart 2013

[11] Lukas Urban: Ansatz für die Klopfmodellierung methanbasierter Kraftstoffe auf Basis reak-tionskinetischer Untersuchungen, 16th Conference The Working Process of the Internal Combusti-on Engine, Graz ,2017, S. 162-182,

[12] Urban, L., Grill, M., Hann, S. u. Bargende, M.: Simulation of Autoignition, Knock and Com-bustion for Methane-Based Fuels. In: SAE International 2017-01-2186

[13] Grill, M. u. Bargende, M.: The Development of an Highly Modular Designed Zero-Dimensional Engine Process Calculation Code. SAE International Journal of Engines 3 (2010) 1, S. 1–11, 2010-01-0149

[14] Grill, M. u. Bargende, M.: Das Zylindermodul Neue Simulation nicht nur für zukünftige Brennverfahren. MTZ - Motortechnische Zeitschrift 70 (2009) 10, S. 778–785, DOI: 10.1007/BF03252423

[15] Berner, H.-J., Grill, M., Chiodi Marco u. Bargende, M.: Berechnung der thermodynami-schen Stoffwerte von Rauchgas und Kraft stoffdampf beliebiger Kraftstoffe. MTZ - Mo-tortechnische Zeitschrift 2007 (2007) 68, S. 398–406

[16] Grill, M., Chiodi, M., Berner, H.-J. u. Bargende, M.: Calculating the thermodynamic proper-ties of burnt gas and vapor fuel for user-defined fuels. MTZ worldwide 68 (2007) 5, S. 30–35

[17] Grill, M., Schmid, A., Chiodi, M., Berner, H.-J. u. Bargende, M.: Calculating the Properties of User-Defined Working Fluids for Real Working-Process Simulations. In: SAE 2007-01-0936

[18] Grill, M.: Quasi-dimensional and Empirical Modeling of Compression-Ignition Engine Com-bustion and Emissions, SAE- 2010-01-0151, 2010,

71

[19] Christian barba: Erarbeitung von Verbrennungskennwerten aus Indizierdaten zur ver-besserten Prognose und rechnerischen Simulation des Verbrennungsablaufes bei Pkw-DE-Dieselmotoren mit Common-Rail-Einspritzung, Dissertation. ETH-Zürich 2001

[20] Grill, M., Billinger, T. u. Bargende, M.: Quasi-Dimensional Modeling of Spark Ignition Engine Combustion with Variable Valve Train. In: SAE 2006-01-1107, DOI: 10.4271/2006-01-1107

[21] Schmid, A., Grill, M., Berner, H.-J., Bargende, M., Rossa, S. u. Böttcher, M.: Develop-ment of a Quasi-Dimensional Combustion Model for Stratified SI-Engines. SAE Interna-tional Journal of Engines 2 (2009) 2, S. 48–57

[22] Bossung, C., Grill, M., Bargende, M. u. Dingel, O.: A quasi-dimensional charge motion and turbulence model for engine process calculations. In: 15. Internationales Stuttgarter Symposium, S. 1001–1019, DOI: 10.1007/978-3-658-08844-6_68

[23] Hann, S., Urban, L., Grill, M. u. Bargende, M.: Influence of Binary CNG Substitute Com-position on the Prediction of Burn Rate, Engine Knock and Cycle-to-Cycle Variations. SAE International Journal of Engines 10 (2017) 2, S. 501–511, DOI: 10.4271/2017-01-0518

[24] Mohamed Y.E. Selim: Effect of exhaust gas recirculation on some combustion characteristics of dual fuel engine. Fuel and Energy Abstracts 44 (2003) 4, S. 247, DOI: 10.1016/S0140-6701(03)83100-4 [25] Stefan Bohatsch: Ein Injektorkonzept zur Darstellung eines ottomotorischen Brennverfahrens mit Erdgas-Direkteinblasung, Universität Stuttgart Dissertation. Stuttgart 2011 [26] Rether, D., Grill, M., Schmid, A. u. Bargende, M.: Quasi-Dimensional Modeling of CI-Combustion with Multiple Pilot- and Post Injections. SAE International Journal of Engines 3 (2010) 1, S. 12–27, DOI; 10.4271/2010-01-0150

DANKSAGUNG | ACKNOWLEDGEMENT · 5 Abbildung 60: Darstellung des Brennraums aus der Draufsicht mit...

Documents

Transcript of DANKSAGUNG | ACKNOWLEDGEMENT · 5 Abbildung 60: Darstellung des Brennraums aus der Draufsicht mit...