VKM_I_Kap.4

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.

c) Leistungsmessung nach CUNA-Norm (Commissione Unificazione Normalizzazione Autoveicoli)

Bei dieser in Italien üblichen Messmethode wird der Motor mit allen Nebenaggregaten, allerdings ohne Ansaugluftfilter und ohne die serienmäßige Abgasanlage, betrieben. Die gemessene Leistung liegt 5-10 % über der DIN-Leistung.

d) Leistungsmessung nach SAE- Norm (SAE J 1349, SAE J 2733, Society of Automotive Engineers) Seit 1972 erfolgt die SAE-Leistungsprüfung unter den gleichen Prüfbedingungen wie sie bei der DIN-Leistungsmessung angewendet werden und unter Verwendung der gleichen Bezugszustände. Das Verfahren zur Leistungsmessung nach SAE-Norm sieht anders als die DIN-Norm einen Wirkungsgrad-Korrekturfaktor vor, der im Vergleich zur DIN-Messung zu geringfügig geringeren Leistungswerten führt. Die Leistungsprüfung nach SAE wird in den USA angewendet.

In der Europäischen Gemeinschaft gilt seit April 1997 die DIN ISO 1585:1992 als genormtes Verfahren zur Ermittlung der Nettoleistung von Motoren.

Der Idealverlauf ergibt sich aus der Überlegung, dass der ideale Motor über seinen gesamten Drehzahlbereich ein konstantes maximales Drehmoment (konstanter max. Mitteldruck p_e,max = const.) abgeben könnte.

Damit wäre der ideale Leistungsverlauf eine Gerade.

P_e,max = M_M,max · n

Gründe für die Abweichungen vom idealen Verlauf sind (vgl. dazu auch Unterschied realer/idealer Kreisprozess):

für n > n(MM,max):

• Drosseleffekte
• Erhöhter Restgaseinfluss
• Wärmezustand des Motors
• Reibungsverluste
• Endliche Verbrennungsgeschwindigkeit
• Zurückbleiben der Brennraumturbulenz
• Einstellung des Gemischaufbereitungssystems bzw. des Einspritzpumpensystems
• Gemischaufbereitung

für n < n(MM,max):

• Ventilsteuerzeiten
• Lässigkeitsverluste (Leckage)
• Kühlung

Abbildung 4-12 zeigt in Gegenüberstellung die Kurven der maximalen Leistung und der maximalen Motormomente für hubraumgleiche Diesel- und Ottomotoren. Der Vergleich zeigt, dass die Leistung eines Dieselmotors hinter der des Ottomotors zurückbleibt, da der Dieselmotor ständig mit Luftüberschuss (Lamda > 1) betrieben werden muss und deshalb nicht den Mitteldruck eines Ottomotors erreichen kann. Aufgrund der Drosselverluste weist der Ottomotor oberhalb des maximalen Drehmomentes einen höheren Drehmomentenabfall auf als der Dieselmotor.

Diese Aussagen gelten für Saugmotoren. Bei Dieselmotoren mit Aufladung wird der Drehmomentverlauf durch entsprechend größere Luftmengen ausgeglichen bzw. sogar über Werte des Ottomotors angehoben

In der Praxis interessiert häufig der effektive spezifische Kraftstoffverbrauch be. Er ist der auf die Leistung bezogene Kraftstoffverbrauch. Als Bezugsgröße dient meist die effektive Leistung P_e: siehe Bild

a) Bei konstanter Fahrgeschwindigkeit

Der minimale Kraftstoffverbrauch tritt bei ca. 40-50 km/h konstanter Fahrgeschwindigkeit auf. Da der Luftwiderstand mit dem Quadrat der Geschwindigkeit wächst, steigt der Verbrauch entsprechend, siehe Abbildung 4-13.

Der Verbrauch steigt hier ebenfalls an, da zusätzlich Beschleunigungsarbeit verrichtet werden muss.

Rotatorische Beschleunigungsarbeit:

Vom Motor selbst bis zu den Rädern (Beachten der verschiedenen Übersetzungen)

Translatorische Beschleunigungsarbeit:

Alle Komponenten:

Der Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch kann an Hand Abbildung 4-14 und Abbildung 4-15 veranschaulicht werden: für ein C-Segment Farhzeug mit abgasturboaufgeladenem 1.4l-Ottomotor liegen die Betriebspunkte im NEFZ bei niedrigen Drehzahlen und niedrigen Lasten. Betreibt man Straßenfahrzeuge nicht nach zertifizierten Fahrzyklen sondern in sog. „off-cycle" Tests, zeichnet sich eine Spreitzung der Betriebspunkte über das Betriebskennfeld ab. Verschärfend kommen unterschiedliche Fahrstile hinzu.

Die in Tabelle 4-2 angegebenen Werte zeigen die grundsätzlichen Tendenzen auf. Die absoluten Streckenkraftstoffverbräuche variieren u.a. je nach Fahrzeug, Antriebsstrang und Umgebungsbedingungen und können im stockenden Verkehr den doppelten NEFZ-Verbrauch bei Weitem überschreiten. Trotzdem bilden Zertifizierungszyklen die bislang beste Möglichkeit den technischen Fortschritt beim Kraftstoffverbrauch zu überwachen und zu dokumentieren. So zeigt sich im langfristigen Vergleich sowohl die eindeutige Tendenz, wie auch die voraussichtliche Entwicklung des Kraftstoffverbaruchs, respektive CO2-Austoßes

Ein Wirkungsgrad stellt das Verhältnis zweier Leistungen oder Arbeiten dar und dient als Maß für die Fähigkeit einer Maschine Energie zu transformieren. Für die Betrachtung von Verbrennungsmotoren ist es sinnvoll zur detaillierten Auswertung von theoretischen und experimentellen Untersuchungen den Wirkungsgrad in einzelne Teilwirkungsgrade aufzuteilen:

Die Wirkungsgradkette lässt sich wie folgt definieren:

n_e=n_B*n_i*n_m

Effektiver Wirkungsgrad (Nutzwirkungsgrad) n_e:

Der effektive Wirkungsgrad ist das Verhältnis von effektiver Leistung zu der im Kraftstoff zur Verfügung stehenden Wärmeleistung

Brennstoffumsetzungsgrad n_B:

Hierdurch wird die unvollständige Verbrennung berücksichtigt

n_B=Arbeitsinhalt des verbrannten Brennstoffs/ Arbeitsinhalt des Brennstoffs

= W_Bv/W_B

Der Zahlenwert für n_B liegt etwa bei 0,98. Daher wird der Brennstoffumsetzungsgrad häufig nicht getrennt aufgeführt (diese Verluste werden meist im Gütegrad berücksichtigt)

Indizierter- oder Innenwirkungsgrad n_i:

n_i=Indizierte Arbeit am Kolben/Arbeitsinhalt des verbrannten Brennstoffs

=W_i/W_Bv

Dieser Wirkungsgrad wird weiter aufgeschlüsselt, um zwischen den grundsätzlichen Verlusten durch die Prozessführung und den Verlusten bei der praktischen Realisierung dieses Prozesses zu unterscheiden.

Thermischer (theoretischer) Wirkungsgrad n_th:

n_th=Arbeit aus Gleichraumprozess/Arbeitsinhalt des verbrannten Brennstoffs

=W_th/W_Bv

Thermischer (theoretischer) Wirkungsgrad n_th:

n_th=Arbeit aus Gleichraumprozess/Arbeitsinhalt des verbrannten Brennstoffs

=W_th/W_Bv  n_th=n_thv=1-1/e^k-1 mit k = 1,4

Dabei gelten für den Gleichraumprozess folgende Annahmen:

• Arbeitsmedium ist ideales Gas
• Kein Restgas im Zylinder
• Keine Wandwärmeverluste
• Keine Leckageverluste
• Wärmezufuhr im OT
• Keine Strömungsverluste durch Ladungswechsel

Es ist denkbar und wird in der Praxis öfters gehandhabt, hier auch einen anderen theoretischen Kreisprozess zu verwenden. Da aber die Verluste durch die Prozessführung und die Verluste bei der praktischen Durchführung nicht mehr klar zu trennen sind, ist die Verwendung des Gleichraumprozesses der bessere Weg.

Hiermit werden die Verluste des realen Motorprozesses gegenüber dem idealen Kreisprozess gemäß den Randbedingungen nach Kapitel 3.3. erfasst.

Die wesentlichen Randbedingungen des realen Motorprozesses sind:

• Arbeitsmedium ist reales Gas mit veränderlichen spezifischen Wärmen (c_p, c_v = ƒ(T,p))
• Restgas im Zylinder
• Wandwärmeverluste
• Leckageverluste
• Endliche Verbrennungsgeschwindigkeit
• Dissoziationsverluste
• Ladungswechselverluste (Strömungsverluste)

Die mechanischen Verluste enthalten:

• Reibungsverluste durch Relativbewegungen der beweglichen Teile
• Leistungsaufnahme von Hilfsantrieben
• Aerodynamische, hydraulische Verluste

siehe Bild

4.4.1. Luftaufwand (Luftdurchsatz)

Der Luftaufwand ist ein Maß für die dem Motor je Arbeitsspiel zugeführte Frischladung (Luft- bzw. Kraftstoff/Luft-Gemisch)

4.4.2. Liefergrad

Der Liefergrad ist ein Maß für die nach dem Abschluss des Ladungswechsels im Zylinder verbleibende Frischladung.

Die Spülverluste m_sp entstehen dadurch, dass Frischgas durch den Zylinder in den Auslass strömt ("Kurzschluss"). Sie sind mit zunehmender Ventilüberschneidung - besonders bei aufgeladenen

Motoren - zu berücksichtigen. Bei Spülung mit Luft allein bedeuten die Spülverluste nur eine geringe Leistungseinbuße, bei Gemischspülung jedoch einen erhöhten Kraftstoffverbrauch und erhöhte HC-Emissionen.

Bei geringer Ventilüberschneidung kann angenommen werden.Lamda l=Lamda a

siehe Bild

Der Verbrennung von Kohlenwasserstoffen an der Luft liegen folgende, einfache Reaktionsgleichungen zugrunde:

vollständige Verbrennung

C+O₂->CO₂

2H₂+O₂->2H₂OUnter Luft- bzw. Sauerstoffmangel gilt ferner:

2C+O₂->2CO

unvollständige Verbrennung

Die zur Verbrennung des Kraftstoffs erforderliche theoretische Sauerstoffmenge lautet daher unter Berücksichtigung der Molmassen:

OST=2,667kgO₂/kgC*c+8kgO₂/kgH₂*h

c = Massenanteil des Kohlenstoffes im Kraftstoff

h = Massenanteil des Wasserstoffes im Kraftstoff

Es folgt die für die stöchiometrische Verbrennung erforderliche Luftmenge in [kg Luft/kg Brennstoff]:

L_st=m_Lst/m_B=O_st/Roh_O2

Roh_O2=0,232kgO₂/kg_L Roh_O2=masse Sauerstoff in der Luft

L_st=1/RohO2*O_st

Wie die Aufstellung in Tabelle 4-4 zeigt, liegt der theoretische Luftbedarf von handelsüblichen Kraftstoffen bei L_st=14,8kgL/kgB

Das bedeutet, dass für die Verbrennung von 1 Liter Brennstoff ca. 9 m³ Luft erforderlich sind (siehe Tabelle 4-4).

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