VKM_I_Kap.4

Bei der motorischen Verbrennung liegt im Allgemeinen keine stöchiometrische Verbrennung vor. [Anmerkung: wenn nicht über die ECU geregelt (Ottomotor mit 3-Wege-Katalysator)]. Dies wird durch das Luftverhältnis ausgedrückt:

Lamda > 1:

• Luftüberschuss, "mageres" Gemisch
• niedrigster spezifischer Kraftstoffverbrauch bei etwa Lamda = 1,1

Lamda < 1:

• Luftmangel, "fettes" Gemisch
• höchste Leistung bei etwa Lamda = 0,9
• unvollständige Verbrennung führt zu erhöhten CO- und HC-Abgasemissionen

Zündgrenzen:

Das Kraftstoff/Luft-Gemisch verbrennt nur innerhalb bestimmter Zündgrenzen.

Zündgrenzen:

• praktisch = 0,8...1,4 (1,7)
• theoretisch möglich = 0,5...2,5

Die Grenzen gelten generell für Diesel- und Otto-Kraftstoff; der scheinbare Widerspruch, dass beim Dieselmotor wesentlich höhere Lambdawerte (um 7) möglich sind, erklärt sich dadurch, dass örtlich, dort wo die Verbrennung abläuft, die üblichen Lambdawerte um 1 vorliegen und nur der Mittelwert über den gesamten Brennraum so hoch liegt.

Der Kurbeltrieb dient dazu, die translatorische Bewegung des Kolbens in eine rotierende umzusetzen. Die Gas- und Massenkräfte werden entweder direkt über Kolben, Kolbenbolzen und Pleuel auf die Kurbelwelle übertragen oder unter Zwischenschaltung einer zusätzlichen Geradführung (Kreuzkopf).

Für den normalen (zentrischen) Kurbeltrieb, bei dem der Drehpunkt der Kurbelwelle auf der Zylinderachse liegt, wird nachfolgend der kinematische Zusammenhang zwischen dem Kolbenweg s(alpha) und dem Kurbelwinkel alpha a aufgezeigt.

Aus den geometrischen Verhältnissen ergibt sich:

a=alpha, b=beta

s(a,b)=l+r-(l*cos(b)+r*cos(a))

mit: r*sin(a)=l*sin(b) und Lamda_s=r/l

folgt: s(a)=r*f(a) mit f(a)= Hubfunktion

Der Wurzelausdruck kann in eine Potenzreihe entwickelt werden, die nach dem 2. Glied abgebrochen wird, da l >> r (Lamda_s genügend klein) ist.

Kolbengeschwindigkeit s'(a):Anmerkung: Die Kolbengeschwindigkeit

• Ist veränderlich über α
• Ist Null in den beiden Totpunkten (Richtungsumkehr)
• Hat ein Maximum (cmax)

Achtung! Für genaue Berechnungen:

Bei geschränktem Kurbeltrieb und desachsiertem Kolbenbolzen ist der Versatz in der Berechnung des Kolbenweges zu berücksichtigen (vgl. VKM II "Kolben").

Beim geschränkten Kurbeltrieb ist der Drehmittelpunkt der Kurbelwelle um das Maß a gegenüber der Zylinderachse versetzt, siehe Abbildung 4-26. Der Grund dafür ist, dass die Seitenkraft F_N während des Arbeitshubes verringert wird. Der desachsierte Kolbenbolzen ist nicht mehr zentrisch im Kolben angeordnet, siehe Abbildung 4-27. Der Grund für die Desachsierung ist der gleiche wie beim geschränkten Kurbeltrieb, die erzielbare Minderung ist aber geringer, da nur beschränkte Versatzmöglichkeiten des Kolbens bestehen. Das Kolbengeräusch bzw. das Kolbenkippen lässt sich gezielt beeinflussen.

Die Drehzahl eines Motors ist aus den folgenden Gründen nicht beliebig steigerbar:

• Massenkräfte nehmen zu
• Reibverluste
• Verschlechterte Füllung (Strömungsverluste)
• Geräusch nimmt zu
• Verschleiß nimmt zu

Drehzahl und Kinematik des Kurbeltriebes bestimmen die Kolbengeschwindigkeit. Als Kenngröße wird die mittlere Kolbengeschwindigkeit verwendet:

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit ist eine wichtige Grundgröße im Motorenbau: c_m siehe Bild

a) Sie ist aussagekräftiger als die Drehzahl, weil die Drehzahl nicht von der Baugröße des Motors abhängt (Motorenabmessungen sind zum Teil in c_m berücksichtigt).

b) Direkte Abhängigkeit verschiedener Parameter von c_m für geometrisch ähnliche Motoren (Änderung aller Abmessungen L in gleichem Verhältnis): siehe je Bild

• Strömungsgeschwindigkeit c in der Rohrleitung:
• Ladungswechsel (Druckverlust) :
• Mechanische Beanspruchung durch die Massenkraft:

Die Entwicklungstendenz geht dahin, c_m weiter zu steigern, ohne Einbußen in der Lebensdauer in Kauf nehmen zu müssen. Die kritische Grenze der mittleren Kolbengeschwindigkeit liegt aufgrund von Verschleiß und Geräusch im Bereich von c_m =20m/s

Definition des geometrischen Verdichtungsverhältnisses:

Eta=e e=V_h+V_c/V_C=V_UT/V_OT

Bei extremen Steuerzeiten der Ventile oder beim 2-Taktverfahren mit Schlitzsteuerung ist es darüber hinaus sinnvoll, das effektive Verdichtungsverhältnis einzuführen: Bild

Heutige Motoren haben folgende Richtwerte für das Verdichtungsverhältnis e=eta:

• Otto = 10
• Diesel = 18

Beim Ottomotor ist der thermische Wirkungsgrad deutlich vom Verdichtungsverhältnis abhängig. Dieses kann jedoch wegen zunehmender Klopfneigung nicht beliebig erhöht werden.

Die Dieselverfahren erfordern ein hohes Verdichtungsverhältnis, um die Selbstzündung des Gemisches sicherzustellen (auch beim Kaltstart). Der Einfluss des Verdichtungsverhältnisses auf den thermischen Wirkungsgrad ist deutlich geringer als beim Ottomotor.

In Kennfelder werden zur Beschreibung des Betriebsverhaltens eines Motors charakteristische Kenngrößen - meist über der Last und der Drehzahl - aufgetragen. Vorgehen bei der Erstellung:

1. Festlegung der Grenzen des Kennfeldes sowie der Auflösung (z.B. Drehzahlsprung)
2. Aufnehmen der Messwerte (Motormoment M_M, Drehzahl n, Brennstoffmenge m_B) Berechnung von p_me und b_e
3. Erstellung eines Diagramms pme, b_e = f(n) mit Linien konstanter Drosselklappenstellung (Otto)bzw. konstanter Kraftstoff-Einspritzmenge (Diesel)
4. Hilfsdiagramm be = f(pme) mit Linien konst. Drehzahl
5. Punkte gleichen Verbrauchs in das Verbrauchskennfeld p_me = f(n) eintragen und verbinden

Da die Linien b_e = konst. muschelförmig sind, wird das Verbrauchskennfeld auch als Muscheldiagramm bezeichnet

Mit sinkender Last nimmt bei konstanter Drehzahl der Einfluss des Reibungsmitteldruckes zu, weshalb der spezifische Brennstoffverbrauch ansteigt. Dieser Einfluss wird deutlich bei der Betrachtung von b_e in Abhängigkeit der Wirkungsgrade: Bild

Die strichlierten Linien in Abbildung 4-32 zeigen unter Berücksichtigung von

i konst. (durch Anfettung, Verbrennungseinflüse usw.) die reale Verbrauchskurve. Auch der Reibungsmitteldruck pmr ist nicht konstant, wie im Diagramm zugrunde gelegt wurde; er sinkt mit abnehmendem effektiven Mitteldruck pme.

Weitere Kennfelder sind:

• Zündzeitpunkt als Funktion von Saugrohrdruck und Drehzahl
• Drosselklappenstellung
• Druck im Saugrohr
• Luftverhältnis oder angesaugte Luftmenge
• Schadstoffkomponenten CO, HC, NOx in ppm (parts per million) bzw. g/(h·lVH) (Gramm pro Stunde und Literhubraum)

Anmerkung zum Lambda-Kennfeld:

• Im Leerlauf = 1,15 (relativ fett), um einen guten Rundlauf zu gewährleisten
• Im unteren Drehzahlbereich und bei mittlerer Last ist das Luftverhältnis relativ hoch (ca. 1,4), also mager, eingestellt, um gute Verbrauchswerte im ECE-Testzyklus zu erhalten
• Zur Volllast hin ist wieder ein fettes Gemisch vorhanden

Bei heutigen Ottomotoren mit Einsatz eines Katalysators wird das Luftverhältnis weitgehend auf 1,0 eingestellt (außer Leerlauf und eventuell Volllast), siehe Abbildung 4-37

CO:

• Bei großer Last Anstieg um den Faktor 7 (Sauerstoffmangel bei fettem Gemisch)
• Knicke im Verlauf der Isolinien aufgrund der Gemischaufbereitung bzw. ZZP-Verstellung

HC:

• Anfettung im Leerlaufbereich bzw. langsame Verbrennungsreaktion in diesem Bereich führen zu den höchsten HC-Werten
• Geringe Werte bei hohen Drehzahlen durch gute Gemischaufbereitung
• Im Volllastbereich wieder höhere HC-Werte aufgrund der Anfettung des Gemisches

NOx:

• Höhere Last bewirkt höhere Temperatur; mit dieser steigen die NOx-Werte entsprechend an

Anmerkungen:

Die Angaben in der Dimension [g/h·l_VH] ermöglichen einen Vergleich von Motoren unterschiedlichen Hubraumes.

Hinweis zu den Kennfeldern:

Wegen der Vielzahl der Einflussparameter geben die hier gezeigten Kennfelder nur Tendenzen wieder; Absolutaussagen sind - vor allem bei den Schadstoffen - schwer möglich, da hier die jeweilige Auslegung eine wesentliche Rolle spielt. Darüber hinaus handelt es sich hier um die Rohemissionen ohne Abgasnachbehandlungssystem.

Folgende Parameter sind von Einfluss:

• ZZP
• Gemischqualität
• Brennraumgeometrie (Zündkerzenlage, Quetschflächenanteil, Verdichtungsverhältnis)
• Gemischaufbereitungsverfahren (Vergaser, Einspritzung)
• Ventilerhebungsform und Steuerzeiten (Beeinflussung des Restgasanteils)
• Auspuffsystem (Gegendruckeinfluss vor allem während der Ventilüberschneidung)
• Abgasrückführung

Die Hauptabmessungen eines Verbrennungsmotors bilden die grundsätzliche Hauptmaße und müssen zu Beginn der Konstruktionsarbeit festgelegt werden:

Hauptabmessungen:

• Zylinderdurchmesser D
• Kolbenhub s
• Zylinderzahl z

Die Bestimmung der Hauptabmessungen erfolgt je nach Einsatz des Motors nach unterschiedlichen Kriterien:

• Für den Einsatz als PKW- oder Motorradmotor oder im Rennsport; diese Motoren werden für bestimmte Hubräume ausgelegt (Hubraumsteuer, Reglement)
• Für die meisten anderen Einsatzfälle sind die vorrangigen Kriterien die effektive Nutzleistung und die Motordrehzahl

Eine große Zylinderzahl ergibt zwar ein gleichmäßiges Drehmoment und einen guten Massenausgleich - der Motor wird aber groß und teuer und hat eine vergleichsweise hohe Reibleistung.

Um eine niedrige mittlere Kolbengeschwindigkeit zu erhalten wird ein kleines k bevorzugt. Der sich daraus ergebende kleine Hub bedeutet eine geringe Bauhöhe und eine hohe Lebensdauer. Der Zylinderdurchmesser wird dadurch groß, so dass sich große Ventile einbauen lassen - als Folge davon entsteht eine gute Zylinderfüllung und damit ein hoher Mitteldruck p_m. Nachteilig bei einem kleinem k sind der große Kolbendurchmesser mit entsprechend hohen Kolben- und Lagerkräften. Außerdem wird bei einem großen Verdichtungsverhältnis der Brennraum sehr flach - damit verbunden sind eine schlechte Verbrennung (HC-Werte steigen) und große Wandwärmeverluste.

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit c_m sollte aus Verschleißgründen (Kolbenringe, Kolben, Zylinderlaufbuchsen) möglichst niedrig gehalten werden.

Die grundlegende Gleichung zur Berechnung der Hauptabmessungen ist die Gleichung zur Bestimmung der effektiven Leistung: BildTypische Erfahrungswerte für das Hubverhältnis k:

• LKW-Dieselmotoren: k = 0,9...1,2
• Mittelschnell laufende 4-Takt-Dieselmotoren: k = 1,2...1,4
• Langsam laufende 2-Takt-Dieselmotoren: k = 1,8...2,2

und für die Zylinderzahl z:

• LKW -Dieselmotoren z = 6, 8 (8 meist in V-Anordnung)
• Stationär-, Schiffsdieselmotoren:

-Reihenbauart z = 1...12

-V - Bauart z = 8...20

Kenngrößen sind wichtige Hilfsmittel für:

• Leistungsberechnung
• Auslegung
• Beurteilung und Vergleich verschiedener Motoren

4.1.1. Mitteldruck

Für die differentielle Arbeit dW_K der Gaskraft am Kolben gilt:

dW=p*A_K*dS

mit dV=A_K*ds

folgt dW_K=Int_p*dV

Für die Arbeit pro Arbeitsspiel (= 4 bzw. 2 Takte) folgt:

W_K=int_p*dV

Mit einem mittleren Druck p_m vereinfacht sich das Ringintegral zu:

W_K=p_m*A_K*s

W_K=p_m*V_H

Der mittlere Druck errechnet sich damit zu:

p_m=1/V_H*int_(p*dV)

Der mittlere Druck p

m ist jener (Über-)Druck, der konstant während der Expansion (180 °KW) wirken müsste, um dieselbe Arbeit zu leisten wie der reale Druckverlauf über 720 °KW (4-Takt-Motor) bzw. 360 °KW (2-Takt-Motor)

p_m ist verwendbar als:

• Gute Vergleichsgröße und erlaubt den Vergleich von Motoren mit unterschiedlichen Hubvolumina
• Maß für das Drehmoment

Gebräuchliche Größen von p_m sind:

• p_mi mittlerer indizierter Druck
• p_miHD mittlerer indizierter Druck der Hochdruckschleife
• p_miND, p_miLW mittlerer indizierter Druck der Niederdruck- (Ladungswechsel-) schleife
• p_mr Reibmitteldruck
• p_me effektiver Mitteldruck
• p_ms Schleppmitteldruck

Der indizierte Druck ist der im Brennraum vorherrschende (messbare) Druck. Den indizierten Mitteldruck erhält man durch Planimetrieren des Indikator-Diagramms (p,V-Diagramm).

Zur Definition der mittleren indizierten Drücke anhand der in Abbildung 4-4 eingezeichneten Flächen:

p_mi=1/V_H*int(p_i*dV)

für den 4 Takt Motor: in der Abbildung

mit p_miHD, p_miLW als die auf das Hubvolumen bezogenen Arbeiten der Hochdruck- bzw. Niederdruckschleife. Zu beachten ist, dass die dem Ladungswechsel entsprechende Arbeitsfläche meistens negativ ist (d.h. Verlustarbeit) und mit ihr der mittlere indizierte Druck pmiLW ebenfalls negativ resultiert.

Anmerkung: Die korrekte aber aufwendigere Definition (daher meist nicht verwendet) berücksichtigt die Fläche A₂ im Indikatordiagramm. Sie entsteht durch das vorzeitige (vor UT) Öffnen des Auslassventils. Die der Fläche A₂ proportionale Arbeit steht dem Ladungswechsel als Arbeit zur Verfügung.

Daraus folgt

p_miHD=A₃-A₂/VH=A₃/V_H

p_miLW=A₁-A₂/VH=A₁/V_H

Der Reibmitteldruck enthält alle Reibverluste vom Brennraumdruck p bis zum Schwungrad. Die Reibverluste im Motor entstehen durch:

• Relativbewegungen der Triebwerksteile (mechanische Verluste)
• Aerodynamische und hydraulische Verluste
• Verluste durch Antriebe von Steuerungen und Hilfsantrieben

Triebwerksverluste:

1. Kolben
2. Ringe
3. Bolzen
4. Pleuel
5. Grundlager

Aerodynamische und hydraulische Verluste:

1. Pumpenwirkung der Kolbenunterseite
2. Ventilationsverluste (Pleuel, Kurbelwelle, Räder, Scheiben)
3. Ölpanschverluste

Verluste durch Hilfsantriebe:

1. Ventiltrieb, Nockenwellenreibung, Stößelreibung
2. Einspritzpumpe, Ölpumpe, Kühlwasserpumpe
3. Kühlgebläse
4. Lichtmaschine

Die Abbildung 4-6 und die Abbildung 4-7 beschreiben die Abhängigkeit des Reibmitteldruckes von der Drehzahl und vom effektiven Mitteldruck. Die Absoluthöhen von p_mr sind konstruktionsabhängig (für überschlägige Berechnungen p_mr = 1,5 bar). Man erkennt jedoch, dass pmr drehzahl- und weniger drehmomentabhängig ist. Dies ist der Grund dafür, weshalb sich die Reibungsverluste besonders stark

im unteren Teillastbereich bemerkbar machen und der mechanische Wirkungsgrad hier sehr klein ist. Mit dem Mitteldruck steigen die Kräfte zwar entsprechend an, gleichzeitig erhöht sich aber auch die Öltemperatur an den Reibflächen, so dass insgesamt die Reibverluste nur gering ansteigen.

Man bestimmt aus dem Indikatordiagramm den indizierten Mitteldruck p

mi und aus der effektiven Motorleistung am Schwungrad wird pme errechnet. Der Reibmitteldruck ergibt sich als Differenz der beiden Größen zu

p_mr=p_mi-p_me

Da die Ladungswechselschleife sowohl im p_me als auch im pmi berücksichtigt ist, fällt sie bei dieser Betrachtung heraus und wird damit nicht zu den Reibungsverlusten gezählt.

Die Schwierigkeit bei der Bestimmung der Reibungsverluste durch das Indizieren ist in der hohen Genauigkeit begründet, die zur Differenzbildung

(p_{mi -}p_me) zwischen zwei fast gleichgroßen Werten notwendig ist, z.B.: p_mr=12-10,5=1,5bar

Bei diesem Verfahren wird der Reibmitteldruck aus dem Kraftstoffverbrauch ermittelt. Es wird dabei das Motordrehmoment bei konstanter Drehzahl verändert und dazu der Kraftstoffverbrauch ermittelt. Aus dem Drehmoment wird p_me und aus dem Kraftstoffverbrauch wird die je Arbeitsspiel verbrauchte Kraftstoffmenge berechnet.

Man trägt nun die Kraftstoffmenge je Arbeitsspiel über p_me auf. Die Kurve b = ƒ(p_me) kommt nicht aus dem Koordinatenursprung, da der Motor auch im Leerlauf (p_me = 0) Kraftstoff verbraucht. Man legt nun eine Tangente an den linearen Teil der Kurve und erhält einen Schnittpunkt der Tangente mit der Abszisse - den Reibmitteldruck (Extrapolation, Abbildung 4-8).

Dieses Verfahren lässt sich in der Praxis leicht anwenden, gestattet aber nicht die Bestimmung der Reibungsverluste in Abhängigkeit vom effektiven Mitteldruck. Die Exaktheit ist wegen der sich durch die Extrapolation ergebenden Ungenauigkeiten nicht sehr groß.

Neben der großen Unsicherheit, sind die so ermittelten Werte für p_mr größer als die aus der Indizierung gewonnenen, da hier die Ladungswechselschleife berücksichtigt wird und von einem konstanten Innenwirkungsgrad ηi ausgegangen wird. Vor allem bei Ottomotoren ist ηi stark lastabhängig

Dieses Verfahren ist bei Mehrzylindermotoren anwendbar. Das Abschalten eines Zylinders erfolgt durch Unterbrechung von Zündung und Einspritzung für den entsprechenden Zylinder bei Ottomotoren, respektive Unterbrechung der Dieselzufuhr. Aus dem Vergleich der abgegebenen Leistungen kann man einen Reibmitteldruck berechnen:

a) Motor arbeitet mit allen z Zylindern

• effektive Leistung P_e(z)
• effektive Leistung je Zylinder P_e(z)/z

b) Motor arbeitet mit (z-1) Zylindern

• effektive Leistung P_e(z-1)

c) Hätte der Motor nur (z-1) Zylinder betrüge die effektive Leistung

P_r=z[P_e(z)/z*(z-1)-P_e(z-1)

Aus dieser Verlustleistung lässt sich für eine konstante Drehzahl ein Verlustmitteldruck errechnen.

Ein Mangel dieses Verfahrens ist, dass in dem abgeschalteten Zylinder ein zu geringer Druck herrscht und auch hier wird wie beim Willans-Verfahren die Gaswechselarbeit zur Reibungsarbeit hinzugerechnet.

Beim Auslaufversuch wird der im stationären Zustand betriebene Motor abgeschaltet und der sich aufgrund der Reibungsverluste ergebende Drehzahlabfall gemessen.

Das Reibungsmoment Mr ergibt sich zu:

Abbildung

Auch bei exakter Bestimmung der Trägheitsmomente ist die Berechnung des Reibmitteldruckes aus dem Verlustmoment durch die Ladungswechselarbeit und die negative Arbeitsschleife (Wärmeübergangsverluste und Leckageverluste) verfälscht.

Beim Schleppen wird der Motor mit abgeschalteter Zündung bzw. abgeschalteter Kraftstoffzufuhr, jedoch möglichst bei normalen Betriebstemperaturen, von einer zweiten Maschine (Elektromotor) fremd angetrieben. Der Schleppmitteldruck errechnet sich aus der aufzubringenden Schleppleistung.

Da die Messungen der Reibungsverluste am ungefeuerten Motor durchgeführt werden, bestehen gegenüber dem normalen Motorbetrieb im Wesentlichen die folgenden Abweichungen (diese Abweichungen gelten auch für den Auslaufversuch und für die Zylinderabschaltung):

• Die Belastung durch den verminderten Gasdruck ist geringer
• Die Betriebstemperaturen sind geringer
• Der Gaswechselvorgang wird der Reibung zugeordnet und er unterscheidet sich darüber hinaus durch das geänderte Druckniveau bei "Auslass öffnet" gegenüber dem gefeuerten Motor
• Die Hochdruckschleife liefert keine Arbeit, sondern weist bedingt durch Leckage und Wandwärmeübergänge einen negativen mittleren Druck auf (p_mi < 0)

Die mit Schlepp-, Auslauf- und Abschaltversuch bestimmten Reibmitteldrücke sind daher von den wirklichen (aus der Indizierung errechneten) zu unterscheiden. Für den Schleppmitteldruck kann man näherungsweise annehmen:

Der effektive Mitteldruck ist der der effektiven Leistung am Schwungrad entsprechende Mitteldruck. Die Differenz zum inneren (indizierten) Mitteldruck ergibt sich durch die Reibungsverluste:

p_me=p_mi-p_mr

oder

p_mr=p_mi-p_me

Aus der Definition des Reibmitteldruckes erklärt sich, dass zur Bestimmung von p_me aus der am Schwungrad gemessenen Leistung die für den Betrieb erforderlichen Hilfseinrichtungen vom Motor selbst angetrieben werden müssen (nach DIN 70020).

Praktische Werte für p_me sind:

• PKW/LKW (Diesel/Otto) 10,0 – 25 bar
• Mittel- und Großmotoren 5,5 – 7 bar
• Mittel- und Großmotoren mit Aufladung 9,0 – 18 bar
• Großmotoren 2T mit Aufladung 9,0 – 11 bar
• Formel 1-Motoren bis 16 bar
• Neuartige Downsizingmotoren bis 30 bar

Die indizierte Motorleistung, auch Innenleistung genannt, wird aus der Indizierung des Motors gewonnen und stellt damit die aus der Volumenänderungsarbeit über ein Arbeitsspiel an das Triebwerk abgegebene Arbeit pro Zeit dar.

p_i=p_mi*V_H*i*n

Die effektive Motorleistung, auch Nutzleistung genannt, errechnet sich aus dem am Schwungrad abgegebenen Drehmoment und der Motordrehzahl.

P_e=M_M*2*pi*n*=M_M*w_M   P_e=p_me*V_H*i*n

Die effektive Motorleistung ist damit um die Reibleistung kleiner als die indizierte Leistung.

Zahlenwertgleichung: P_e=p_me*V_H*n/1200 für 4takt

P_e=p_me*V_H*n/600

• P_e in [kW]
• p_me in [bar]
• V_H in [dm3]=[l]
• n in [1/min]

Die Reibleistung berücksichtigt alle mechanischen, hydraulischen und aerodynamischen Reibungsverluste, wie sie bereits für den Reibmitteldruck aufgeführt wurden.

Um die bei unterschiedlichen Umgebungsbedingungen gemessenen Pe miteinander vergleichen zu können, wird die effektive Leistung für KFZ-Motoren nach DIN 70020 auf den Bezugszustand

• p₀ = 760Torr = 1,0108bar
• t₀ = 20°C

Unberücksichtigt bleibt die Luftfeuchtigkeit. Problematisch ist, dass dies nur eine näherungsweise Berücksichtigung ist und je nach Motorauslegung vor allem bei der Korrektur der Ansauglufttemperatur mehr oder weniger große Fehler auftreten. (Nähere Hinweise über die Temperaturmessstellen als auch die Messprozedur siehe Normblätter!)

Für "Motoren der allgemeinen Verwendung" (ortsfeste Motoren, Schiffs- und Schienenfahr-zeugmotoren) wird der Bezugszustand nach DIN 6270 festgelegt:

p0 = 736 Torr = 0,97888 bar t0 = 20 °C φ = 60 %

a) Leistungsmessung nach DIN-Norm (DIN 1940, DIN 70020):

Die DIN-Leistung wird in der BRD seit dem 1.1.1978 in Kilowatt [kW] angegeben. Ein kW entspricht 1,36 PS. Die Leistungsmessung erfolgt mit allen für den Betrieb notwendigen Nebenaggregaten und Anbauteilen. Dabei gelten folgende Prüfbedingungen:

- Serienmäßige Motorausführung einschließlich Luftfilter und Kühlgebläse

- Eine eventuell vorhandene Einspritzpumpe und die unbelastete Lichtmaschine, Wasser- oder Servopumpe müssen vom Motor angetrieben werden

- Das Fahrzeug ist während der Messung mit der serienmäßigen Abgasanlage zu betreiben

- Die Messung wird bei 1,013 mbar Luftdruck und 20 °C Umgebungstemperatur durchgeführt

Die am Schwungrad gemessene Leistung muss nach EU-Richtlinie 80/1269 auf den Bezugszustand T = 25 °C und p = 1000 mbar umgerechnet werden.

b) Die Leistungsmessung nach ECE-Norm (ECE R 24):

Die ECE-Leistungsmessung unterscheidet sich von dem in der DIN Norm 70020 beschriebenen Verfahren nur hinsichtlich der Erfordernisse zum Anschluss eines zusätzlichen Kühllüfters während der Messung.