Anforderungen an zukünftige Luftversorgungssysteme für saubere

Dr.-Ing. Olaf Weber,
Dipl.-Ing. Volker Jörgl,
John Shutty, MS,
Philip Keller, PhD,
Anforderungen an zukünftige Luftversorgungssysteme für saubere
Dieselmotoren (2005)
Dr. S. Münz1, Dr. M. Schier2,
H. P. Schmalzl1, Dr. Th. Bertolini2
Einleitung
Die Kombination aus Abgasrückführung (Exhaust Gas Recirculation, EGR) und TurboladerTechnologie stellt für Dieselmotoren eines der wichtigsten Elemente zur Erfüllung heutiger
Abgasnormen dar. Ein höherer Abgasrückführungsgrad wird sowohl bei Nutzfahrzeugen /2/ als
auch im Pkw-Sektor die NOx-Emissionen wahrscheinlich noch unter die bisher bekannten
Grenzwerte
drücken
können
/1/.
Deshalb
gilt
die
Realisierung
des
erforderlichen
Abgasrückführungsgrads in Kombination mit einem angemessenen Ladedruck als eine der
größten
Herausforderungen
zur
Reduzierung
der
NOx-Emissionen
über
motorinterne
Technologien.
Zukünftig und insbesondere ab 2010 wird man noch über weitere Maßnahmen nachdenken
müssen /1/. Aber die Abgasrückführung wird wie in Abb. 1 dargestellt auf jedem Fall als
kostengünstiger Weg der Emissionsbegrenzung Bestandteil des Motors werden und zwar noch
bevor zusätzliche Abgas-Nachbehandlungsstrukturen in ein Fahrzeug integriert werden.
Letztendlich wird das Kosten-Nutzen-Verhältnis beispielsweise von selektiver katalytischer
Reduktion (Selective Catalytic Reduction, SCR) oder NOx-Fallen und die Leistung von EGRAuflade-Systemen die zukünftige Konfiguration von Dieselmotorsystemen bestimmen. Dabei
kann der Diesel-Partikelfilter (DPF) als essentielles Element betrachtet werden.
Ausgehend von diesem Grundgedanken beschäftigt sich dieser Vortrag mit unterschiedlichen
Motor-Luftversorgungssystemen unter besonderer Berücksichtigung der Anforderungen von
Turboladern und der Wechselwirkungen zwischen Abgasrückführung und Aufladetechnik. Die
Untersuchung erfolgte an einem kalibrieren Simulationsmodell.
Reduction potential
PM
EURO4
EGR
AGR
DOC
HC
NOx
CO2
DOC
EGR
AGR
Combustion noise
DPF
DOC
DPF
UREA consumption
SCR
Lean Nox Trap System
EGR
NSC
Development effort
BSFC penalty
UREA-SCR System
EGR
HC-Emissions
Coking / contamination
DOC
High-EGR combustion with DPF
DOC
Risks
Baseline
DOC
High-EGR combustion w/o DPF
EGR
AGR
Costs
DPF
Costs / package
Aging / durability
Regeneration strategy
Costs
Abb. 1: Zukünftige Diesel-Emissions-Konzepte in Anlehnung an /3/
1
EGR-Auflade-Konzepte
Eine Hochdruck-Abgasrückführung (High Pressure EGR, HP-EGR) leitet die Abgase vor der
Turbine über ein durch die elektronische Motorsteuerung gesteuertes EGR-Ventil in den
Lufteinlass (siehe Abbildung 2). Zur Erhöhung der Effizienz werden EGR-Kühler eingesetzt.
Diese Geräte vertragen hohe Temperaturdifferenzen und Partikellasten im Abgas. Darüber
hinaus kann der Einsatz von Abgas/Wasser-Ladeluftkühlern besondere Package-Anforderungen
erfüllen. Nischenanwendungen verlagen heutzutage sogar zweistufige Kühlkreisläufe, um das
bestmögliche thermodynamische Ergebnis zu erzielen (siehe auch Abbildung 5). Ein Problem
dabei ist die Bildung von Ablagerungen, die nicht vollkommen verhindert werden kann /4/. Aus
diesem Grund sollte das unbehandelte Abgas nicht durch den Ladeluftkühler strömen. Daher ist
der Einsatz unter Teillastbedingungen ausgeschlossen.
Eine klassische Hochdruck-EGR reduziert den Gasstrom durch die Turbine. Die Energie, die den
Kompressor antreibt, nimmt ab, während das erforderliche Kompressordruckverhältnis steigt, um
den Motor unter den gleichen Lastverhältnissen am Laufen zu halten. Durch das Schließen der
variablen Turbinengeometrie (VTG) wird der Abgasgegendruck und damit die dem Turbolader
zugeführte Energie erhöht. Bei gemäßigteren EGR-Konzepten, welche für EU 4 eingesetzt
HT - Radiator
LT - Radiator
werden, ist diese Strategie sehr elegant und absolut ausreichend.
CAC
low temperature coolant circuit
engine temperature coolant circuit
exhaust gas circuit
Intake charge air circuit
Abb. 2: Hochdruck-EGR-Aufladesystem
2
Exhaust after treatment
Wenn eine stärkere Abgasrückführung benötigt wird, kann der Turbolader nicht mehr mithalten
und der Betriebspunkt im Kompressordiagramm wird in Richtung der Pumpgrenze verschoben
(siehe Abbildung 3). Bei weiterentwickelten EGR-Konzepten für US 07 oder EU 5 ist der
Turbolader gegebenenfalls nicht mehr in der Lage, dem Verbrennungsmotor die erforderliche
Mischung aus Frischluft und Abgas zu liefern. Es gibt verschiedene Ausgleichsverfahren zur
Verbesserung dieser Situation. Die Leistungsabgabe und die Wirtschaftlichkeit des Motors
werden jedoch immer in Mitleidenschaft gezogen.
n = 1000 1/min
BMEP = 2 bar
EGR = 60%
60%
73%
Compressor
Efficiency
+EGR
38%
Abb. 3: Einfluss einer Hochdruck-Abgasrückführung auf das Kompressordiagramm
Niederdruck-EGR-Systeme
Niederdruck-Abgasrückführungssysteme (Low Pressure EGR, LP-EGR) sind eine gut bekannte
Technologie, die eine Alternative darstellt, mit der die oben genannten Anforderungen erfüllt
werden können. Das Abgas wird hinter der Turbine entnommen und vor dem Kompressor
eingeleitet (Abbildung 4). Vor der Markteinführung des Diesel-Partikelfilters (DPF) lagerten sich
im gesamten Luftzuführsystem einschließlich des Kompressors Ablagerungen ab. Diese
Ablagerungen stellten einen der wichtigsten Beschränkungsfaktoren für den Einsatz derartiger
Systeme dar.
Der DPF kann aus diesem Grund als Wegbereiter für das LP-EGR angesehen werden. Die
Abgase sind im Vergleich zum HP-EGR kühler und sauberer. Selbst nach der erneuten
3
Kompression kann davon ausgegangen werden, dass das thermische Verhalten dem in einem
HP-EGR überlegen ist, wenn zusätzlich ein Ladeluftkühler (Charge Air Cooler CAC) eingesetzt
wird.
Der LP-EGR-Kreislauf ist genau wie der HP-EGR-Kreislauf mit einem EGR-Ventil ausgerüstet.
Um den Druckunterschied zwischen Auspuff und Lufteinlass besonders für höhere Raten zu
erhöhen, wird eine Abgasdrossel benötigt, die geschlossen wird, um den Abgasgegendruck und
HT - Radiator
LT - Radiator
damit die Abgasrückführung zu erhöhen.
CAC
low temperature coolant circuit
engine temperature coolant circuit
exhaust gas circuit
Intake charge air circuit
Exhaust after treatment
Abb. 4: Einführung eines Niederdruck-Abgasrückführungssystems (LP-EGR)
Thermodynamischer Vergleich von LP- und HP-EGR-Systemen
Abb. 5 zeigt die Einführung eines Niederdruck-EGR-Systems. Der Motor wird mit 2500 min-1 bei
einer Last von 12 bar BMEP und einer EGR-Rate von 30 % betrieben. Die linke senkrechte
Kurve im Diagramm entspricht dem HP-Modus. Die anderen senkrechten Kurven entsprechen
einem steigenden Anteil der Niederdruck-Abgasrückführung. Bei jeder Kurve wurde die Position
der VTG von offen (unten) bis geschlossen (oben) variiert. Die annähernd senkrechte Kurve
ganz rechts entspricht dem LP-Modus. Die Kurven dazwischen bezeichnen eine Mischung aus
HP- und LP-EGR-Systemen. Die Gesamt-EGR-Rate ändert sich nicht. Es ist klar erkennbar,
dass der Luftmassenstrom deutlich vergrößert wird, wenn HP-EGR durch LP-EGR ersetzt wird.
Auch die Turbinenströmung (nicht dargestellt) wird positiv beeinflusst, ein besserer
Kompressorwirkungsgrad ist offensichtlich.
4
Dieses Bild wird noch dadurch ergänzt, dass eine EGR-Kühlung dabei hilft, das erforderliche
Druckverhältnis zu reduzieren, und das Öffnen der VTG ermöglicht, um einen besseren
Turbinenwirkungsgrad zu erhalten (nicht dargestellt).
n = 2500 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 30%
VTG Closed
Cooling
100% HP
100% LP
VTG Open
Abb. 5: Einfluss von VTG, EGR-Aufteilung und EGR-Kühlung
Die Motorparameter Luft/Kraftstoffverhältnis, PMEP- und BSFC-Wert können den Abbildungen 6
bis 8 entnommen werden. Bereiche mit einem Luft/Kraftstoffverhältnis unter 1 wurden
ausgeschlossen. Die Ergebnisse basieren auf dem Verhältnis zwischen Turbinenwirkungsgrad
und VTG-Position, Pumpverlusten als Bestandteil des Ladedrucks, der Wirkungsgradkette
Turbine-Kompressor und der Notwendigkeit zum Hinzufügen von Energie in Form von Kraftstoff,
repräsentiert durch den Lambda-Wert. Eine geschlossene VTG und ein hoher Turbinenstrom
(LP-EGR) erhöhen grundsätzlich die Pumpverluste. Der entsprechende Lambda-Wert ist
aufgrund der Verfügbarkeit überschüssiger Luft im Brennraum hoch. Dies führt schließlich zum
besten BSFC-Wert bei einem Luft/Kraftstoffverhältnis von 1 für die offenste mögliche VTGPosition
in
der
rechten
unteren
Ecke
des
Betriebskennfelds
innerhalb
des
Kompressordiagramms. Der beste Abstand zur Rauchgrenze wird bei höheren Ladedrücken
durch das Schließen der VTG erzielt. Dies muss auch mit einem etwas höheren BSFC aufgrund
der höheren Pumpverluste bezahlt werden.
5
n = 2500 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 30%
75%
55%
38%
Abb. 6: Luftüberschuss bei 2500 min-1, 12 bar BMEP und 30 % EGR
n = 2500 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 30%
75%
55%
38%
Abb. 7: Pumpverluste bei 2500 min-1, 12 bar BMEP und 30 % EGR
6
n = 2500 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 30%
75%
55%
38%
Abb. 8: Spezifischer Kraftstoffverbrauch bei 2500 min-1, 12 bar BMEP und 30 % EGR
n = 2000 1/min
BMEP = 2 bar
EGR = 60%
75%
55%
38%
Abb. 9: Luftüberschuss bei 2000 min-1, 2 bar BMEP und 60 % EGR
7
Bei geringer Last (2000 min-1 und 2 bar BMEP) und einer hohen EGR-Rate von 60 % ergeben
sich die gleichen Ergebnisse (zu sehen in den Abbildungen 9 bis 11). Darüber hinaus kann der
Nutzen eines größeren Abgasstroms leichter gesehen werden, auch wenn der Turbolader keinen
signifikanten Ladedruck aufbaut.
Die Signifikanz des Verhältnisses von Ladedruck und Lambda-Wert ist höher, wenn Turbine und
Kompressor gerade in Aktion treten.
n = 2000 1/min
BMEP = 2 bar
EGR = 60%
75%
55%
38%
Abb. 10: Pumpverluste bei 2000 min-1, 2 bar BMEP und 60 % EGR
8
n = 2000 1/min
BMEP = 2 bar
EGR = 60%
75%
55%
38%
Abb. 11: Spezifischer Kraftstoffverbrauch bei 2000 min-1, 2 bar BMEP und 60 % EGR
n = 4000 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 20%
75%
55%
38%
Abb. 12: Luftüberschuss bei 4000 min-1, 12 bar BMEP und 20 % EGR
9
n = 4000 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 20%
75%
55%
38%
Abb. 13: Pumpverluste bei 4000 min-1, 12 bar BMEP und 20 % EGR
n = 4000 1/min
BMEP = 12 bar
EGR = 20%
75%
55%
38%
Abb. 14: Spezifischer Kraftstoffverbrauch bei 4000 min-1, 12 bar BMEP und 20 % EGR
Die
beiden
oben
erwähnten
Betriebspunkte
sind
aufgrund
der
Anforderungen
der
Emissionstestverfahren für Pkw-Dieselmotoren besonders wichtig. Bei Nutzfahrzeugen kommt
10
es auf die EGR bei hohen Drehzahlen und Lasten an. Da die Kompressorwirkungsgrade bei
höheren Durchflussmengen abnehmen und sich die Turbinenbedingungen nicht verbessern,
werden die besten BSFC-Werte im Bereich des HP-Kreislauf-Modus erreicht. Es hat sich
herausgestellt, dass eine EGR-Aufteilung von 25 % LP und 75 % HP den besten Betriebspunkt
zu ergeben scheint.
Die Abbildungen 6 bis 14 zeigen den Vorteil einer Aufteilung zwischen HP- und LP-EGR. Die
Aufteilung optimiert den Abgasstrom als Anpassung an die Turbinencharakteristik. Bei niedrigen
Drehzahlen/Lasten hilft LP-EGR, den Energiezufluss zur Turbine zu erhöhen. Bei hohen
Drehzahlen kann HP-EGR dabei helfen, eine Verschlechterung des Turbinenwirkungsgrads
durch weit geöffnete VTG-Positionen zu verhindern.
Anpassung der Luftversorgungssysteme
Diese Vorstellung wird auch durch verschiedene Anpassungen der LP- und HP-EGR unterstützt,
siehe Abbildung 15. Die X-Achse zeigt die grundsätzliche Entwicklung des Anpassungstrends
wie kleinerer Kompressor und/oder kleinere Turbinen. Das System soll bei den durch den
Betriebspunkt gegebenen niedrigen Drehzahlen und Lasten beim Pumpen von Luft und
rückgeführten Abgasen in den Motor unterstützt werden.
Die zusätzliche Freiheit von verfügbarer Energie in Bezug auf Luft/Kraftstoffverhältnis und
Turbinen-Leistungsabgabe durch eine neue Turboanpassung ist offensichtlich, aber nicht
signifikant groß. Die Spitzen-Leistungsabgabe wird durch diese Maßnahme verschlechtert.
Nach Einführung der LP-EGR ist das zusätzliche Energiepotenzial sichtbar. Die Turbinenleistung
wird um den Faktor 3 erhöht. Das Luft/Kraftstoffverhältnis kann auch bei der GrundTurboladeranpassung erhöht werden. Auch die Empfindlichkeit des LP-EGR-Systems bei einer
Turboladeranpassung ist nicht überraschend.
11
max. achievable relative A/F ratio
100% Low pressure EGR
1.6
1.5
split: 50% low pressure EGR / 50% high pressure EGR
100% high pressure EGR
1.4
1.3
1.2
1.1
1
Turbine Power (kW)
2.5
2
1.5
1
0.5
0
Smaller
compressor size
Smaller
turbine size
Decrease in peak power capability
Abb. 15: EGR-Aufteilungs-Turboladeranpassung, 1500 min-1, 2 bar BMEP, 60 % EGR
Lastwechselverhalten
LP-EGR-Systeme
umfassen
ein
größeres
Lufteinlassvolumen
als
HP-EGR-Systeme.
Insbesondere bei Anwendungen mit einem Unterflur-Diesel-Partikelfilter ergibt sich ein großer
Unterschied. Aus diesem Grund konzentrieren sich die meisten Diskussionen auf diesen
möglichen Nachteil von LP-EGR-Systemen, wenn es um das Lastwechselverhalten des
Dieselmotors geht. Die zusätzlichen Leitungen und Volumina müssen von Luft und Abgas des
vorherigen Betriebspunktes geleert werden, was eine bestimmte Zeit lang dauert.
Aus diesem Grund wurde ein Vergleich durchgeführt, um das Verhältnis zwischen HP-EGR- und
LP-EGR-System-Beschleunigungszeit zu ermitteln (siehe Abbildung 16). Der Lastschritt führt
von 2 bar BMEP auf 9 bar einschließlich einer EGR-Reduzierung. Dieser Lastschritt könnte
einen Bestandteil des US06-Tests darstellen, bei dem insbesondere kleinere Motoren in
schweren Fahrzeugen vor einer großen NOx-Herausforderung stehen.
Die drei Diagramme stellen den BMEP-Wert, die erforderliche EGR-Rate und den Lambda-Wert
dar. Die Kurven zeigen die Unterschiede zwischen LP-EGR und HP-EGR einschließlich
verschiedener Steuerungsstrategien für die HP-EGR.
12
10
Comparison of high pressure and low pressure
EGR-systems (2 - 9 bar load step):
8
BMEP / bar
High pressure EGR
Fixed rack position = 0.4
Target load with 25% EGR
(01511)
L Low pressure EGR
1500 rpm Variable rack strategies to reach desired EGR rate
Strategy 1
H1 High pressure EGR:
2 bar ⇒ 9 bar BMEP
H2 different
70% EGR ⇒ 25%Strategy
EGR 2
H3 strategies
(01515)
(01516)
Low pressure EGR system
6
4
(01625)
2
80
1.5
70
1.4
rel. air fuel ratio / -
xEGR / %
60
50
40
L
H3
30
20
Target EGR rate
H2
10
0
0
H1
1
2
3
4
5
1.3
L
H2
H1
1.2
1.1
1.0
H3
Smoke limited region
0.9
0.8
0
1
2
3
4
5
time / s
time / s
Abb. 16: Lastwechsel bei 1500 min-1
H1: Strategie für den größtmöglichen Ladedruck, H2: Kompromiss zwischen H1 und H3 H3:
Strategie für die größtmögliche Abgasrückführung (EGR)
Bei allen Strategien wird die Rußgrenze von Lambda=1.05 schnell erreicht. Das LP-EGR-System
erreicht den erforderlichen BMEP-Wert zuerst und zeigt eine nahezu stabile EGR-Rate. Die
Strategie H1 mit dem Schwerpunkt auf schnell ansteigenden Ladedruck benötigt ungefähr 1
Sekunde zum Aufholen und erreicht die erforderliche EGR-Rate nicht. Die EGR-orientierte
Strategie H3 bietet eine vernünftige EGR-Reaktion, läuft aber in der Nähe der Rußgrenze. Der
Betriebspunkt entspricht der Grenzleistung eines HP-Systems auch bei 9 bar BMEP. Das
Beispiel unterstreicht wie vorstehend erwähnt das überlegene Verhalten eines LP-EGR-Systems
bei mittleren Lasten und niedrigen Drehzahlen unter Berücksichtigung zukünftig benötigter EGRRaten.
Der Dieselmotor hat eine Leistungsabgabe von weniger als 40 kW/l. Die grundsätzliche Fähigkeit
zum Realisieren einer Abgasrückführung bei geringen Lasten/Drehzahlen sollte sinnvoll sein.
Trotzdem
zeigt
LP-EGR
signifikante
Vorteile.
Anwendungen
mit
einer
spezifischen
Leistungsabgabe von mehr als 50 kW/l sollten daher noch stärker auf die Eigenschaften von LPEGR-Systemen setzen.
Das zusätzliche Volumen im Lufteinlass des LP-EGR-Systems kann als Dämpfungsfaktor bei
Lastwechseln während des Füllvorgangs bei geänderter EGR-Rate und Ladedruck betrachtet
13
werden. Das zusätzliche Volumen wird durch den Ladeluftkühler, den Kompressor und die
benötigten Leitungen erzeugt, die zusammen auf eine Größe von 5 Litern geschätzt wurden. In
Abbildung 17 ist die BMEP-Kurve aus Abbildung 16 extrahiert. Der Nachteil durch das LP-EGRZusatzvolumen ist verglichen mit dem Vorteil des BMEP-Anstiegs nach 1,4 Sekunden
vernachlässigbar gering. Die höhere Anfangsdrehzahl des Turboladers aufgrund des höheren
Abgasmassenstroms durch die Turbine sorgt für einen kleineren „wahrnehmbaren“ Lastschritt für
den Turbolader.
Die vereinfachte Erklärung für die verbesserte dynamische Reaktion geht von einer Art Ersetzen
des rückgeführten Abgases durch frische Luft aus. In diesem definierten Lastschritt erlebt der
Kompressor nur einen recht geringen Anstieg der Turboladerdrehzahl. Dieser LP-EGR-Vorteil
bei der Lastwechselreaktion erhöht die Steuerbarkeit.
Darüber hinaus ist auch die Interaktion mit der VTG-Position viel geringer als bei einem HPEGR-System. Das Ergebnis zeigt Abbildung 16, wo die Ziel-EGR-Rate erreicht und mit hoher
Genauigkeit beibehalten wird.
Wenn die EGR-Raten bei zukünftigen Emissionsrichtlinien ansteigen, wird auch die Nachfrage
nach den reaktionsschnelleren LP-EGR-Systemen zunehmen (siehe Abbildung 18). Je höher die
EGR-Rate ist um so größer wird der Unterschied bei der Reaktionszeit auf der Basis der
dominanten Energiebilanz an der Turbine.
L Low pressure EGR
1500 rpm
2 bar ⇒ 9 bar BMEP
70% EGR ⇒ 25% EGR
H1 High pressure EGR:
H2 different
H3 strategies
10
Target load with 25% EGR
BMEP / bar
BMEP / bar
8
6
Δt to 6 bar BMEP = 0.062 sec
H1-3
4
L
2
1.0
1.2
1.4
1.6
time
tim
e / ss
14
1.8
2.0
TimeTime
untiluntil
bmep
9 bar
BMEP
is
reached
/s
desired
poweris
is reached
reached
/ s (s)
Abb. 17: Lastwechsel bei 1500 min-1, II
3.0
2.8
2.6
EURO3
EURO4
EURO5
1500 rpm
2 bar ⇒ 9 bar bmep
70% EGR ⇒ 25% EGR
2.4
gh
Hi
2.2
re
su
s
e
pr
2.0
EG
R
Low Pressure EGR
1.8
1.6
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
EGR /rate
EGR rate
%/%
Abb. 18: Lastwechsel bei verschiedenen EGR-Raten und EGR-Aufteilungen
Konzeptvergleich
High pressure EGR
+
+
Proven / developed system
Good BSFC at low speeds/loads possible
(low pumping losses)
-
Intake throttling necessary for higher EGR-Rates
-
Dynamics suffer due to low turbine speeds
-
Low possible λ due to low intake air density and
boost pressures deficit
-
Full load EGR-rate limited by EGR-cooling
and turbo charger capability
Low pressure EGR
+
+
+
+
+
+
-
Higher EGR-rate at same λ in all map areas possible
“clean” EGR (no soot, HC contamination)
Near perfect EGR-distribution even at high EGR-rates
(“HCCI” enabler)
High boost pressures with EGR possible
control of LP-EGR fraction less coupled to
turbo charger control
Smaller necessary EGR-cooler / front radiator capacity
through better use of charge air cooler
Higher breathing volume
Measurement of LP-EGR fraction difficult
(when necessary using HP EGR in Addition)
Pressure ratio limited by compressor inlet temperature
Acid condensation in the compressor / intake area
1.1
Abb. 19: Vergleich von LP- und HP-EGR-Aufladesystemen
Basierend auf diesen Ergebnissen ist davon auszugehen, dass mittels EGR-Systeme
Dieselmotoren zukünftig noch mehr Abgase verbrennen können als heute. LP-EGR-Systeme
ermöglichen niedrigere NOx-Emissionen ohne jede Nachbehandlung. Dadurch können
15
Systemkosten, Gewicht und Komplexität niedrig gehalten werden (siehe Abbildung 19). Durch
Hinzufügen einer zweiten Kühlstufe kann die Einlasslufttemperatur gesenkt und damit der NOxGehalt weiter reduziert werden. Um die beste Konfiguration für die Situation im Fahrzeug zu
optimieren, muss ein Kompromiss zwischen den in Abbildung 19 aufgeführten Parametern
gefunden werden. Ein einstufig gekühltes LP-EGR-System bietet dabei bei einer Beurteilung
basierend auf der Zahl der Punkte und der Parameter die größten Vorteile.
Reduction potential
Configuration
NOx
HP-EGR cooled
VTG
DOC
DOC
EGR
HP-EGR highly cooled
EGR
Dynamics
weight
packaging
Contamination
Costs
CO2
Baseline
VTG
DOC
DPF
HP-EGR 2-stage cooled VTG
EGR
DOC
DPF
LP-EGR 1-stage cooled
EGR
DOC
VTG
DPF
LP-EGR 2-stage cooled
EGR
DOC
VTG
DPF
UREA-SCR System
EGR DOC
DPF
SCR
Abb. 20: Vergleich zukünftiger Emissionskonzepte bei gleicher Spitzenleistungsabgabe
Die eingeführten HP-EGR-Systeme bieten Vorteile wie kompakte Baugröße, niedrige
Kompressor-Einlasstemperaturen selbst bei hoher Leistungsabgabe und eine geringe Wasserund Säure-Exposition der Komponenten. Die untersuchten thermodynamischen Nachteile
begrenzen die Fähigkeiten von HP-EGR-Systemen allerdings deutlich.
Das durch den Diesel-Partikelfilter gerade realisierbar gewordene LP-EGR-System ist noch neu
und scheint eine größere Baugröße aufzuweisen, die aber durch intelligente Konstruktionen wie
geschlossene gekoppelte Filter und Katalysatoren begrenzt werden kann. Die Wasser- und
Säureausscheidungen sind gerade Gegenstand intensiver Forschungen mit dem Ziel, ihren
Einfluss zukünftig zu begrenzen oder zu eliminieren.
16
Quellen
/1/
Bartsch, P.;Gutmann, P.; Kammerdiener, T.; Weissbäck, M.;
The Future Passenger Car Diesel Engine – Emission Reduction Combined with
Excellent Driving Characteristics
26th International Vienna Engine Symposium, 2005
/2/
Ruhkamp,.L.; Krüger, M.;
Measures for Further Reduction of Raw Emissions of HD-Diesel-Engines
26th International Vienna Engine Symposium, 2005
/3/
Enderle, C.; Breitbach, H.; Paule, M; Keppeler, B.
Selective Catalytic Reduction with Urea – The Most Effective Nitrous Oxide
Aftertreatment for Light Duty Diesel Engines
26th International Vienna Engine Symposium, 2005
/4/
Weber, O.
Ursachen fuer die
Verbrennungsmotoren
Ablagerungsbildung
Dissertation RWTH Aachen, 1990
17
in
Abgaswärmeübertragern
von
Amerika
Europa
Asien
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