Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller ... · Otto- und Miller/Atkinson-Zyklus im...
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Ladungswechsel im Verbrennungsmotor 2014
7. MTZ-Fachtagung
1
Numerische und experimentelle
Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-
Steuerzeiten bei konstantem effektivem
Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines
stationär betriebenen gemischansaugenden
Gasmotors
Denis Neher, Fino Scholl, Jürgen Bauer, Maurice Kettner
Institut für Kälte-, Klima- und Umwelttechnik, Hochschule Karlsruhe –
Technik und Wirtschaft
Markus Klaissle, Danny Schwarz
SenerTec Kraft-Wärme-Energiesysteme GmbH
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
2
Kurzfassung
Die zukünftige Verschärfung der Emissionsgesetzgebung für erdgasbetriebene Block-
heizkraftwerke verlangt nach neuen Ansätzen in der Brennverfahrensentwicklung. Im
kleineren Leistungsbereich werden derzeit hohe Wirkungsgrade und niedrige NOx-Emis-
sionen durch homogen magerbetriebene Erdgasmotoren erreicht. Zwar können zukünf-
tige NOx-Grenzwerte mit Erhöhung der Ladungsverdünnung eingehalten werden, jedoch
stehen dieser Maßnahme Wirkungsgradeinbußen aufgrund einer verschleppten Verbren-
nung gegenüber.
Im Rahmen dieser Arbeit wurden ein frühes und ein spätes Einlassschließen (Miller- bzw.
Atkinson-Steuerzeiten) als Volllastkonzept für einen gemischansaugenden stationär be-
triebenen Gasmotor untersucht. Hierbei erfolgte die Gegenüberstellung beider Einlass-
schluss-Strategien, um diese zukünftig als Teilmaßnahme eines alternativen Brennver-
fahrens umzusetzen. Die Kombination dieser Einzelmaßnahmen soll zur Entschärfung
des Zielkonflikts zwischen Wirkungsgrad, NOx-Emissionen und Mitteldruck bei ge-
mischansaugenden Gasmotoren beitragen.
Ausgehend von nahezu füllungsoptimierten Seriensteuerzeiten (Otto-Brennverfahren)
wurde im Zuge einer numerischen Studie eine Variation des Einlassschließens in Rich-
tung früh und spät durchgeführt. Das effektive Verdichtungsverhältnis wurde unter Be-
rücksichtigung gasdynamischer Effekte konstant gehalten. Für ein angepasstes effektives
Verdichtungsverhältnis und ein unverändertes Auslassöffnen ergeben sich indizierte Ver-
brauchsvorteile, die sich durch eine im Verhältnis zur Kompression größere Expansion
begründen lassen. Die Extreme beider Einlassschluss-Strategien mit gleichem Expansi-
ons-Kompressions-Verhältnis wurden anschließend an einem modifizierten Serienmotor
Motor untersucht. Durch die Verwendung einer einheitlichen Kolbenform konnte der
Einfluss auf die Verbrennung aufgrund eines abweichenden Oberflächen-Volumen-Ver-
hältnisses oder veränderter Quetschflächen ausgeschlossen werden. Für das Miller-Ver-
fahren bestätigte sich der bereits numerisch berechnete Wirkungsgradvorteil gegenüber
dem Atkinson-Zyklus. Dieser wird beim ausgeführten Motor jedoch auch durch ein sich
höher ergebendes effektives Verdichtungsverhältnis intensiviert. Neben Kraftstoffver-
brauch und Emissionen standen die Analyse des Ladungswechsels sowie des Brennver-
haltens im Fokus der Untersuchungen.
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
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1 Einleitung
Die dezentrale Stromversorgung hat in den vergangenen Jahren in Deutschland zuneh-
mend an Bedeutung gewonnen. Das in 2012 novellierte Gesetz zur Kraft-Wärme-Kopp-
lung (KWK) hat das Ziel, bis 2020 den Stromanteil aus KWK-Anlagen auf 25 % zu er-
höhen. Besonders im kleinen Leistungsbereich (Pel ≤ 50 kW) ist mit einer steigenden
Anzahl an Blockheizkraftwerken zu rechnen, in denen überwiegend Gasmotoren Ver-
wendung finden. Diese werden zur Erzielung hoher Wirkungsgrade bei gleichzeitig ge-
ringen NOx-Emissionen häufig mit homogen magerem Luft-Kraftstoff-Gemisch betrie-
ben. In Anbetracht der Verschärfung der Emissionsgesetzgebung in 2018 [1] ist eine
Einhaltung zukünftiger NOx-Grenzwerte durch weitere Ladungsverdünnung möglich. Al-
lerdings führt diese zu einer zunehmend verschleppten Verbrennung und weiteren Ent-
fernung vom Gleichraumprozess, sodass der Wirkungsgradvorteil gegenüber dem stöch-
iometrischen Betrieb abfällt [2]. Beim gemischansaugenden Motor bewirkt der geringere
Kraftstoffanteil zudem eine Reduzierung im Mitteldruck, was die anteiligen Reibungs-
verluste erhöht.
Zur Entschärfung des Zielkonflikts zwischen NOx-Emissionen, Wirkungsgrad und Mit-
teldruck wird ein alternatives Brennverfahren untersucht, bei dem der homogene Mager-
betrieb um Miller- bzw. Atkinson-Steuerzeiten erweitert wird. Der Abfall in Liefergrad
bzw. Leistung soll durch eine Kombination aus Ladungswechseloptimierung und Ge-
mischstrategie kompensiert werden.
Die vorliegende Arbeit beschreibt den ersten Projektabschnitt, in dem beide Einlass-
schluss-Strategien für eine mögliche Anwendung im Saugmotor gegenübergestellt wer-
den. Zunächst erfolgt eine numerische Studie unter Verwendung der eindimensionalen
Motorprozessrechnung AVL BOOST, mit der die zielführenden Konfigurationen be-
stimmt werden. Anschließend werden ausgewählte Steuerzeiten am Prüfstandsmotor un-
tersucht.
2 Miller/Atkinson-Steuerzeiten
Die Steigerung des motorischen Wirkungsgrads durch ein frühes bzw. spätes Einlass-
schließen (Miller-/Atkinson-Steuerzeiten) wird in der Automobilindustrie zur Reduzie-
rung der Drosselverluste im Teillastbetrieb und bei stationären Großmotoren in aufgela-
dener Ausführung als Volllaststrategie verfolgt [3, 4, 5, 6]. Die sich ergebenden
Füllungsverluste sind bei der Teillaststrategie erwünscht und werden bei der Volllast-
strategie über eine Erhöhung des Ladedrucks des Abgasturboladers kompensiert.
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bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
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Idealisiert betrachtet findet beim Miller-Verfahren das Schließen des Einlassventils noch
vor dem unteren Totpunkt statt, während es beim Atkinson-Zyklus nach dem unteren
Totpunkt erfolgt. Beide Strategien rufen Verluste im Liefergrad hervor: Während beim
Miller-Verfahren die zur Gemischansaugung verfügbare Zeit verringert wird, ergibt sich
bei Atkinson-Steuerzeiten ein Rückströmen in den Einlasskanal. Diese Erscheinungen
sind bezeichnend für die jeweilige Einlassschluss-Strategie und äußern sich in beiden
Fällen im Vergleich zum Gleichraumprozess im p,V-Diagramm durch einen verspäteten
Beginn der Kompressionsphase.
Beim idealen Otto-Prozess erfolgen Kompression und Expansion über den gesamten Hub
von unterem Totpunkt (UT) bis oberen Totpunkt (OT) und umgekehrt. Folglich bestimmt
die Motorgeometrie das Kompressionsverhältnis ɛK Otto und Expansionsverhältnis ɛE Otto.
Die Werte beider Größen sind identisch und können daher auch als geometrisches Kom-
pressions- bzw. Expansionsverhältnis ɛgeo Otto bezeichnet werden. Es berechnet sich aus
den Volumina in UT (VUT) und OT (VOT):
ɛ𝐾 𝑂𝑡𝑡𝑜 = ɛ𝐸 𝑂𝑡𝑡𝑜 = ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑂𝑡𝑡𝑜 =𝑉𝑈𝑇
𝑉𝑂𝑇 (1)
Im p,V-Diagramm (ohne Ladungswechselschleife) sind idealer Miller-/Atkinson-(M/A)-
Zyklus zueinander kohärent (s. Abbildung 1). Die effektive Verdichtung setzt erst ein,
wenn während der Kompressionsphase das Volumen bei Einlassschluss (ES) VES erreicht
wird. Das Kompressionsverhältnis ɛK M/A kann entsprechend dem Gleichraumprozess
durch Verkleinern des Kompressionsvolumens von VOT zu VOT M/A, beispielsweise durch
Auffüllen der Kolbenmulde, angeglichen werden (s. Abbildung 2) und lässt sich durch
Gl. (2) beschreiben. Der Betrag von VUT ändert sich analog zu VOT und ergibt sich zu
VUT M/A. Das Expansionsverhältnis ɛE M/A wird vergrößert und ist analog zum Otto-Zyklus
über den Quotienten der Volumina beider Totpunkte formuliert (Gl.(3)).
ɛ𝐾 𝑀/𝐴 =𝑉𝐸𝑆 𝑀/𝐴
𝑉𝑂𝑇 𝑀/𝐴 (2) ɛ𝐸 𝑀/𝐴 =
𝑉𝑈𝑇 𝑀/𝐴
𝑉𝑂𝑇 𝑀/𝐴= ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑀/𝐴 (3)
Bei gleichbleibendem Kompressionsverhältnis vergrößert sich das Verhältnis von Expan-
sion zu Kompression (expansion compression ratio - ECR). ECR stellt einen charakteris-
tischen Parameter des M/A-Verfahrens dar [7, 8] und ist für den idealen Prozess wie folgt
definiert:
𝐸𝐶𝑅𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙 =ɛ𝐸 𝑀/𝐴
ɛ𝐾 𝑀/𝐴=
ɛ𝑔𝑒𝑜 𝑀/𝐴
ɛ𝐾 𝑀/𝐴 (4)
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Für den Otto-Prozess beträgt ECRideal = 1, während es beim M/A-Zyklus Werte größer 1
annimmt. Vorteile ergeben sich primär durch eine geringere Kompressionsarbeit (s. Ab-
bildung 1). Setzt man eine zur Füllung proportional abnehmende eingebrachte Wärme-
menge Q voraus, verringert sich jedoch die Expansionsarbeit (grau hervorgehoben), so-
dass die abgegebene Prozessarbeit sinkt. Die erhöhte Expansion bewirkt dennoch einen
Wirkungsgradvorteil, indem das Gemisch während des Arbeitstakts auf ein niedrigeres
Druckniveau entspannt wird. Unter der Annahme einer dem Otto-Zyklus äquivalenten
eingebrachten Wärmemenge werden die Verluste während der Expansion verringert, so-
dass die abgeführte Prozessarbeit gesteigert wird. Eine äquivalente Wärmemenge kann
beim Magermotor z.B. über eine Reduzierung des Luftverhältnisses erreicht werden. Die
daraus resultierende Abnahme des Isentropenexponenten, der sich in Form eines verrin-
gerten Kompressionsenddrucks äußert, wurde in Abbildung 1 vernachlässigt.
Abbildung 1: Idealisiertes p,V-Diagramm von
Otto- und Miller/Atkinson-Zyklus im Ver-
gleich (schematisch)
Abbildung 2: Kolbenlage in UT und OT von
Otto- und M/A-Zyklus
Die Beibehaltung der Wärmemenge (des Ottoprozesses), ohne die NOx-Emissionen zu
steigern, ist Teil der weiteren und hier nicht behandelten Maßnahmen der Entwicklung
des alternativen Brennverfahrens.
3 Effektives Verdichtungsverhältnis
Die Umsetzung der M/A-Zyklen über angepasste Steuerzeiten bringt eine Verringerung
des Liefergrads und des effektiven Verdichtungsverhältnisses mit sich. Letzterem kann
p
V
Otto-Zyklus
M/A-Zyklus
VOT M/A
VOT
VES M/A
VUT
VUT M/A
M/A Zyklus
QM/A = QOtto (λM/A < λOtto)
QM/A < QOtto (λM/A = λOtto)
Q
VUT VUT M/A
VOT M/A VTDC
M/A-ZyklusOtto-Zyklus
VOT
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bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
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durch eine Erhöhung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses entgegengewirkt wer-
den. Ein repräsentativer Vergleich beider ES-Strategien setzt ein gleiches effektives Ver-
dichtungsverhältnis voraus. Diese Größe wird in der Literatur oft rein geometrisch über
das Volumen bei Einlassschluss VES und bei UT VUT formuliert (vgl. Gl. (2)) [9] und kann
folglich als geometrisches effektives Verdichtungsverhältnis ɛeff geo angesehen werden:
ɛ𝑒𝑓𝑓 𝑔𝑒𝑜 =𝑉𝐸𝑆
𝑉𝑂𝑇 (5)
Dieser Ausdruck berücksichtigt allerdings nicht den Einfluss gasdynamischer Effekte, die
sich in Form von Nachlade- und Rückströmeffekten äußern. Diese können insbesondere
bei ES nach UT das effektive Verdichtungsverhältnis, im Folgenden als ɛeff dyn bezeichnet,
maßgeblich beeinflussen. In der Literatur finden sich verschiedene Ansätze zur Bestim-
mung von ɛeff dyn [10, 11].
Das in dieser Arbeit angewendete Verfahren soll anhand des p-V-Diagramms des Serien-
betriebspunkts des Versuchsträgers veranschaulicht werden (s. Abbildung 3). Die Daten
entstammen der eindimensionalen Motorprozessrechnung. Der Ansatz beruht auf einer
polytropen Zustandsänderung ausgehend von ES in Richtung UT (der Kompression ent-
gegengesetzte Richtung) [12, 13]. Ein ähnliches Vorgehen findet bei der Bestimmung der
Kompressionsverluste bei der Verlustanalyse bzw. Verlustteilung Verwendung [14, 15].
Eine nähere Erläuterung zur Bestimmung der Kompressionsverluste findet sich in [16,
17].
Entgegen der Verlustanalyse, bei der polytrop bis zum geometrischen UT zurückgerech-
net wird, ist bei der Bestimmung von ɛeff dyn das vorliegende Volumen der Polytropen bei
Umgebungsdruck von Interesse. Das Zylindervolumen entspricht dem hier eingeführten
effektiven UT und wird folglich als VUT eff bezeichnet (Gl.(6)). Es beschreibt das erfor-
derliche Volumen, das notwendig ist, um den Zylinderdruck bei ES pES ohne den Einfluss
von gasdynamischen Effekten zu erhalten.
𝑉𝑈𝑇 𝑒𝑓𝑓 = 𝑉𝐸𝑆 (𝑝𝐸𝑆
𝑝𝑈𝑚𝑔)
1𝑛
(6)
Es wird deutlich, dass sich im diskutierten Beispiel (s. Abbildung 3) der anhand der po-
lytropen Zustandsänderung berechnete Druck im geometrischen UT oberhalb des Umge-
bungsdruckniveaus befindet. Somit stellt VUT eff ein fiktives Volumen dar, das jenseits des
geometrischen UT liegt. Zur Bestimmung von VUT eff wurde die Veränderung des Poly-
tropenexponenten n über der Kolbenlage von ES bis UT mit Werten aus der Simulation
bestimmt. Außerhalb dieses Bereichs wurde n entsprechend seinem Wert in UT konstant
angenommen.
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Mit der Bestimmung von VUT eff folgt die Berechnung des effektiven Verdichtungsver-
hältnisses unter der Berücksichtigung gasdynamischer Effekte ɛeff dyn zu Gl.(7):
ɛ𝑒𝑓𝑓 𝑑𝑦𝑛 =𝑉𝑈𝑇 𝑒𝑓𝑓
𝑉𝑂𝑇
(7)
Neben der Bestimmung von ɛeff dyn hilft die polytrope Zustandsänderung, Nachladeeffekt
und Rückströmen zu veranschaulichen. Der Nachladeeffekt äußert sich durch einen stei-
len Druckanstieg um UT. Diesem folgt ein Rückströmen, das aufgrund der nahezu fül-
lungsoptimal ausgelegten Einlasssteuerzeiten hier nur gering ausgeprägt ist. Insbesondere
bei Atkinson-Steuerzeiten ist dieses Verhalten von großer Bedeutung. Bei Einlassschluss
vor UT hingegen treten die gasdynamischen Effekte, welche die Kompressionsverluste
verursachen, nicht auf. Die Notwendigkeit der Polytropen entfällt, da VUT eff dem vorlie-
genden Zylindervolumen entspricht, der sich am Schnittpunkt des Kompressionsverlaufs
mit dem Umgebungsdrucks pUmg ergibt.
Abbildung 3: Vergrößerter Ausschnitt des simulierten p,V-Diagramms des Serienbetriebs-
punkts
Die Anwendung der beschriebenen Methode legt bei experimentellen Untersuchungen
die Verwendung einer 0D-Motorprozessanalyse nahe. Alternativ kann eine Annahme des
Polytropenexponents n zwischen ES und UTeff vorgenommen werden. Der Einfluss eines
konstanten n auf ɛeff dyn wird im späteren Verlauf dieser Arbeit gezeigt.
pamb
Zylin
de
rdru
ck
Zylindervolumen
ES
VUT geo
Zylinderdruck Polytrope Zustandsänderung
VUT eff
Nachlade-effekt
pUmg
pES
Ende Nachladeeffekt
Rück-strömen
Kompression
n = konst.
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4 Versuchsträger und numerisches Modell
Als Versuchsträger kam ein mit umfangreicher Messtechnik ausgestattetes Klein-BHKW
der Fa. SenerTec zum Einsatz (s. Tabelle 1). Der gemischansaugende Einzylinder-Erd-
gasmotor weist ein geometrisches Verdichtungsverhältnis von εgeo = 13,2 sowie ein Hub-
volumen von 578 cm³ auf. Neben Hochdruckindizierung wurde das Aggregat mit Nieder-
druckindizierung sowie diversen Temperaturmessstellen ansaug- und abgasseitig
versehen. Das System wurde in ein detailliertes 1D-CFD-Modell in AVL BOOST über-
führt (s. Abbildung 4).
Tabelle 1: Technische Daten des Versuchsträ-
gers
Abbildung 4: Erstellungsprozess des 1D-Mo-
dells in AVL BOOST
Dem Modell wurden geometrische Größen des Zylinders sowie des Ansaug- und Abgas-
trakts zugewiesen. Die Bestimmung der Durchflusszahlen der Ein- und Auslasskanäle
erfolgte auf einem Blasprüfstand. Die Verbrennung wurde über einen normierten Zwei-
Zonen-Brennverlauf vorgegeben, der aus dem Zylinderdrucksignal des Serienbetriebs-
punkts bestimmt wurde. Zur Berechnung des Wandwärmeübergangs wurde ein Modell
nach Woschni [18] verwendet. Die Temperaturniveaus im Brennraum und weiterer Kom-
ponenten wurden als konstant angenommen. Gleiches gilt für die brennraumtemperatur-
abhängigen Größen Ventilspiel und Reibmitteldruck. Das 1D-Modell wurde für den Se-
rienbetriebspunkt abgestimmt und anhand weiterer Betriebspunkte validiert. Neben den
kurbelwinkelaufgelösten Größen fanden beim Modellabgleich bzw. der Validierung sta-
tische Werte wie Druck, Temperatur und Massenströme Berücksichtigung.
Motortyp SenerTec Dachs G5.5
Kraftstoff Erdgas
Zylinder 1
Nenndrehzahl 2450 1/min
Verdichtungsverhältnis
(geometrisch)13,2:1
Bohrung/Hub 1,01
Hubvolumen 578 cm³
Ventile 2
Zündung VorkammerzündkerzeKolbenlage [°KW]
0 180 360 540 720
Messung Simulation
Dpmi = 0,6 %Dbi = -1,4 %Dm = 0,0003 %
.
Volllastn = 2450 1/min
EÖ ES
Zylindervolumen Serie [cm³]
0 100 200 300 400 500 600 700
Experiment Simulation
DIMEP = 0.6 %DISFC = -1.4 %DNOx = 8.2 %Dm = 0.0003 %
.
Open trottle at 2450 rev/min
pZ
yl_
Exp
[b
ar]
1
1
1
1
1
1
1
1
Cylinder volume [cm³]
0 100 200 300 400 500 600 700
Experiment Simulation
DIMEP = 0.6 %DISFC = -1.4 %DNOx = 8.2 %Dm = 0.0003 %
.
Open trottle at 2450 rev/min
06.09.2014
pEinlass
gemessen
Eingabe
• Normierter
Brennverlauf
• Motorgeometrie
• Wandtemperaturen
• …
Versuchsträger Numerisches Modell
pEinlass
berechnet
E1
R12
R527
C1
26
31
24
32
SB1
1CAT1
2
PL1
PL2
PL3
3
PP1
PP2
4
PP3
5
PP4
6
R17
R2
8
SB2
9
PL4
PL5
PL6
10
11 1213
14 15
16
17
MP1
MP2
MP3
MP4R3
18
19
20
MP5
R4
MP6
J1
J2
21
22
J323
PER1
25
R62928 30
CO1
J4
33
J5
34
35
PL7
PL8
36
MP7
PL11
PL9
R7
37
R8
R9
41
38
MP8
MP9
MP10
MP11
MP12
PL10
39
R10
40
MP13
I1
R11
J6
TH1
42
43
R13
44
R14
MP14
CO2
45
MP15
PID1
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bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
9
5 Numerische 1D-Studie
Der Einfluss von M/A-Steuerzeiten wurde im ersten Schritt numerisch untersucht. Ver-
schiedene Einlassventilhubkurven (s. Abbildung 5) wurden in das 1D-Modell eingelesen
und bei Nenndrehzahl sowie Serienluftverhältnis λ = 1,57 simuliert. Den Berechnungen
wurde ein konstanter normierter Brennverlauf zugrunde gelegt. Einlass Öffnen (EÖ) und
Auslass Schließen (AS) blieben unverändert, um einen der Serie entsprechenden Rest-
gasgehalt zu gewährleisten. Zur Minimierung des Liefergradverlusts wurde der maximale
Ventilhub der Serie vorausgesetzt. Der dadurch veränderte Gradient der Ventilhubkurve
beeinflusst die kinematischen Gegebenheiten des Ventiltriebs, was bei Miller-Steuerzei-
ten eine erhöhte Beschleunigung des Einlassventils hervorruft. Die erforderliche Feder-
kraft, um einen Kontaktverlust zwischen Ventil und Nockenfolger zu vermeiden, nimmt
zu. Die Ventilfederkraft bildete bei der numerischen Betrachtung die limitierende Größe
bei einem Vorverlegen des ES, weshalb eine geringer Anzahl an Miller- als Atkinson-
Steuerzeiten untersucht wurden (s. Abbildung 5).
Abbildung 5: Untersuchte Einlassventilhub-
kurven
Abbildung 6: Liefergrad und ECR über Ein-
lassschluss (εeff dyn = 13,27, λ = 1,57)
Die Definition beider Verfahren ist in der Literatur inkonsistent und wurde gemäß frühe-
rer Arbeiten [12, 13] festgelegt. Folglich wird ein ES als Miller- oder Atkinson-Verfahren
bezeichnet, bei denen die charakteristischen Erscheinungen wie Zwischenexpansion wäh-
rend dem Ansaugen bzw. Rückströmen in den Einlass während des Kompressionstakts,
erfolgen. Schließzeiten bei denen keiner dieser Erscheinungen auftreten, entsprechen dem
Otto-Brennverfahren und wurden mit Ausnahme des Serienbetriebspunkts nicht unter-
sucht.
Verluste im Liefergrad ergeben sich bei Atkinson-Steuerzeiten durch das Rückströmen
(s. Abbildung 6), bei Miller-Steuerzeiten durch die verkürzte Ansaugphase. Das effektive
l = 1.57
Lie
ferg
rad
[-]
0,60
0,65
0,70
0,75
0,80
Einlassschluss [°KW n. UT]
-20 0 20 40 60 80 100
AtkinsonMiller
ECR = 1,00Serie
1,001,01
1,04
1,07
1,12
1,15
1,12
1,15
Otto
Ein
lassve
ntilh
ub
[m
m]
0
1,5
3,0
4.5
6,0
7,5
9,0
Kolbenlage [°KW]
300 360 420 480 540 600 660 720
UT Serie
Miller
Atkinson
ES = 50-96°KWnach UT
ES = 5-10°KWvor UT
l = 1.57
Lie
ferg
rad
[-]
0,60
0,65
0,70
0,75
0,80
Einlassschluss [°KW n. UT]
-20 0 20 40 60 80 100
AtkinsonMiller
ECR = 1,00Serie
1,001,01
1,04
1,07
1,12
1,15
1,12
1,15
Otto
Ein
lassve
ntilh
ub
[m
m]
0
1,5
3,0
4.5
6,0
7,5
9,0
Kolbenlage [°KW]
300 360 420 480 540 600 660 720
UT Serie
Miller
Atkinson
ES = 50-96°KWnach UT
ES = 5-10°KWvor UT
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Verdichtungsverhältnis nimmt ab, kann jedoch über die Erhöhung des geometrischen
Verdichtungsverhältnisses angepasst werden. Für die Serienkonfiguration berechnet sich
das effektive Verdichtungsverhältnis zu εeff dyn = 13,27. Dieser Wert wurde für alle Steu-
erzeiten mit einer Toleranz von +/- 0,02 % angeglichen. Als Folge erhöht sich das Ex-
pansion-Kompressions-Verhältnis ECR, das in Abbildung 6 zusammen mit dem Liefer-
grad über den Einlassschluss aufgetragen ist.
Die eingangs getroffene Annahme, dass eine der Serie entsprechende Ventilüberschnei-
dung zu einem unveränderten Restgasanteil führt, kann konfigurationsübergreifend mit
einer Abweichung kleiner 0,1 %-Punkten mittels 1D-Simulation bestätigt werden.
Abbildung 7 zeigt indizierten Mitteldruck pmi, spezifischen Kraftstoffverbrauch bi und
Saugrohrtemperatur TSaugrohr über Einlassschluss. Aufgrund der Korrelation zwischen Lie-
fergrad und pmi (bei konstantem Luftverhältnis und Verbrennungsschwerpunktlage) fällt
die Last mit zunehmender Entfernung vom Serien-ES. Bei gleichem Expansions-Kom-
pressions-Verhältnis ECR = 1,15 wird für Miller-Steuerzeiten ein geringfügig höherer pmi
festgestellt. Unabhängig von der ES-Strategie kann für steigende ECR der innere spezi-
fische Kraftstoffverbrauch gesenkt werden (s. Abbildung 7). Dabei ist die Einsparung für
das Miller-Verfahren ausgeprägter. Bei gleichem Expansions-Kompressions-Verhältnis
ECR = 1,15 liegt im Vergleich zu Atkinson-Steuerzeiten ein Vorteil von ca. 1,3 g/kWh
vor. Während ein Vorverlegen des ES keine merklichen Auswirkungen auf die Einlass-
temperatur zeigt, führt ein später ES zu einer deutlichen Erhöhung. Die Begründung liegt
in der in den Ansaugpfad zurückströmenden Zylindermasse. Der exponentielle Anstieg
für höhere ECR ist dem größeren Anteil an zurückströmender Masse, der längeren Ver-
weildauer der betroffenen Masse im Zylinder sowie dem höheren Zylinderdruck während
des Rückströmens geschuldet.
Abbildung 8 zeigt das p,V-Diagramm, mit dem die Verbrauchsunterschiede beider Ver-
fahren bei gleichem Expansion-Kompressions-Verhältnis ECR = 1,15 veranschaulicht
werden sollen. Es ergibt sich ein gleich hoher Zylinderdruck vor Brennbeginn, was die
Anwendbarkeit der in Kapitel 3 beschriebenen Methode unterstreicht. Zusammen mit
dem gleichen normierten Brennverlauf, sind die Druckverläufe zwischen Atkinson-Ein-
lassschluss und Ladungswechsel-OT zueinander nahezu kohärent. Infolgedessen finden
sich die Gründe für den abweichenden Verbrauch im zweiten Teil des Ladungswechsels
und im Anfang der Kompressionsphase: Zu Beginn des Ansaugtakts verläuft die Ventil-
hubkurve bei Miller-Steuerzeiten steiler und reduziert die erforderliche Arbeit, um das
Gemisch anzusaugen. Dies wird zudem durch die einlassseitig veränderten Druckpulsa-
tionen im Zuge des modifizierten ES begünstigt. Gegen Ende des Ansaugvorgangs erfolgt
beim Miller-ES eine Zwischenexpansion, um anschließend die Kompression einzuleiten.
Bei Atkinson-Steuerzeiten wird zunächst ein ausgeprägter Nachladeffekt erzielt, der
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durch das noch relativ weit geöffnete Einlassventil in UT zu erklären ist. Dieses führt
zugleich zum charakteristischen Rückströmen, das maßgebend für den niedrigeren Wir-
kungsgrad ist. Im Niederdruckanteil des indizierten Mitteldrucks pmi ND ist dieser jedoch
nicht ersichtlich, was auf die angewendete UT-UT-Methode zurückzuführen ist. Zur Be-
urteilung der Ladungswechselverluste wird von Witt [15] nahegelegt, zusätzlich die
Kompressions- und Expansionsverluste zu berücksichtigen. Diese sind auf die zugeführte
Kraftstoffenergie bezogen und geben die Verluste im Wirkungsgrad bedingt durch reale
Steuerzeiten an (s. Abbildung 8). Aufgrund des konstanten effektiven Verdichtungsver-
hältnisses und Auslassöffnens sowie der Annahme eines gleichen normierten Brennver-
laufs ergibt sich für beide Steuerzeiten der gleiche Expansionsverlust ΔηExp. Der Kom-
pressionsverlust ΔηKomp, dem nur bei ES nach UT Rechnung getragen werden muss,
bewirkt einen Verlust im Wirkungsgrad von 0,27 %-Punkten. Dies entspricht einem Ver-
lust im Mitteldruck von 0,04 bar und liefert somit die Erklärung für den leicht höheren
pmi und dem besseren spezifischen Kraftstoffverbrauch für die Miller-Konfiguration.
Abbildung 7: Innerer spezifischer Kraftstoff-
verbrauch und Einlasstemperatur über Ein-
lassschluss
Abbildung 8: Miller- und Atkinson-Steuerzei-
ten mit ECR = 1,15 im p,V-Diagramm
Der Abfall im pmi erscheint für das zukünftige Brennverfahren als kompensierbar (u.a.
durch Ladungswechseloptimierung), weshalb die Steuerzeiten mit einem simulierten
l = 1.57
BS
FC
[g
/kW
h]
245
247
249
251
253
No
rma
lise
d N
Ox in
p
pm
[%
]
62.5
72.5
82.5
92.5
102.5
bi [
g/k
Wh
]
202,0
203,5
205,0
206,5
208,0
Tm
ax [
K]
1840
1855
1870
1885
1900
IVC [°CA ABDC]
-20 0 20 40 60 80 100
202
203
204
205
206
203,7
205,0
248
249
250
251
252
249.2
251.3
TS
augro
hr [K
]
330
340
350
360
370
Einlassschluss [°KW n. UT]
-20 0 20 40 60 80 100
1850
1852
1854
1856
18581856.5
1853.8
60.0
62.5
65.0
67.5
70.068.7
65.7
320
330
340
350
360
333,3
352,4
Zylin
de
rdru
ck [
ba
r]
0
10
20
30
40
Zylindervolumen [cm³]
0 100 200 300 400 500 600 700
Atkinson 96° Miller 10°
pmi ND [bar] DhExp [%] DhKomp [%]
Miller 10° 0,44 0,37 0,00
Atkinson 96° 0,44 0,37 0,27
pm
i [b
ar]
5,3
5,6
5,9
6,2
6,5
Atkinson
Miller
Serie
DVentilhubDpEinlass
Rückström-verluste
UTOTZwischenexpansion
5,2
5,3
5,4
5,5
5,6
5,475,43
l = 1.57
BS
FC
[g
/kW
h]
245
247
249
251
253
No
rma
lise
d N
Ox in
p
pm
[%
]
62.5
72.5
82.5
92.5
102.5
bi [
g/k
Wh
]
202,0
203,5
205,0
206,5
208,0
Tm
ax [
K]
1840
1855
1870
1885
1900
IVC [°CA ABDC]
-20 0 20 40 60 80 100
202
203
204
205
206
203,7
205,0
248
249
250
251
252
249.2
251.3
TS
augro
hr [K
]
330
340
350
360
370
Einlassschluss [°KW n. UT]
-20 0 20 40 60 80 100
1850
1852
1854
1856
18581856.5
1853.8
60.0
62.5
65.0
67.5
70.068.7
65.7
320
330
340
350
360
333,3
352,4
Zylin
de
rdru
ck [
ba
r]
0
10
20
30
40
Zylindervolumen [cm³]
0 100 200 300 400 500 600 700
Atkinson 96° Miller 10°
pmi ND [bar] DhExp [%] DhKomp [%]
Miller 10° 0,44 0,37 0,00
Atkinson 96° 0,44 0,37 0,27
pm
i [b
ar]
5,3
5,6
5,9
6,2
6,5
Atkinson
Miller
Serie
DVentilhubDpEinlass
Rückström-verluste
UTOTZwischenexpansion
5,2
5,3
5,4
5,5
5,6
5,475,43
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
12
ECR = 1,15 umgesetzt werden sollen. Daher werden die in Abbildung 8 dargestellten Be-
triebspunkte im Folgenden als Referenzbetriebspunkte der jeweiligen Steuerzeiten be-
zeichnet.
6 Realisierung ausgewählter Steuerzeiten
Der Versuchsträger ist serienmäßig mit einer obenliegenden Nockenwelle ausgestattet,
bei der die Ventilbetätigung über Tassenstößel mit ebener Tasse erfolgt. Zur Umsetzung
der M/A-Steuerzeiten wurde der Ventiltrieb einlassseitig mit der Mehrkörpersimulation
AVL EXCITE nachgebildet (s. Abbildung 9). Dabei wird der Ventiltrieb in seine Einzel-
massen zerlegt und diese über Feder- und Dämpfungselemente, die den Steifigkeiten der
Bauteile und deren Dämpfungseigenschaften entsprechen, sowie Lager und Gelenke mit-
einander gekoppelt. Es werden Drehzahl, Geometrien und Nockenerhebungskurve zuge-
wiesen. Das numerische Entwicklungswerkzeug berechnet das dynamische Systemver-
halten und ermöglicht Verläufe wie Auslenkung, Geschwindigkeit, Beschleunigung und
Kräfte einzelner Komponenten zyklusaufgelöst auszugeben. Des Weiteren wird die
Hertz‘sche Pressung zwischen Nocken und Tassenstößel als wichtige Größe für einen
Festigkeitsausweis berechnet und dient als Richtwert für die umzusetzenden Steuerzeiten.
Ferner werden eine der Serie entsprechenden Schließgeschwindigkeit des Einlassventils
sowie die Einhaltung des Mindestkuppenradius des Nockens und der Schmierzahl als
Anforderung für die M/A-Steuerzeiten definiert.
Abbildung 9: Ventiltriebsauslegung mit der Mehrkörpersimulation AVL EXCITE
Die ausgewählten Atkinson-Steuerzeiten weisen im Vergleich zur Serie eine deutlich fla-
chere Ventilhubkurve auf. Es ergibt sich eine niedrigere Stößelgeschwindigkeit und Be-
Nockenlage [°NW]
0 60 120 180
Hert
z's
che P
ressung [
%]
0
25
50
75
100
125
He
rtzsch
e P
ressu
ng
[N
/mm²]
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
X - Atkinson96 (deg) (mm)
360 420 480 540
Serie Atkinson 96° Miller 10°
Stöß
elg
eschw
indig
keit [
%]
-150
-75
0
75
150
Serie Atkinson 96° Miller 10°
He
rtzsch
e P
ressu
ng
[N
/mm²]
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
X - Atkinson96 (deg) (mm)
360 420 480 540
Serie Atkinson 96° Miller 10°
Eingabe
• Massen
• Steifigkeiten
• Drehzahl
• …
Ausgabe
• Nockenprofil
• System-
verhalten
• …
1Schmierstoff
2Stoessel
3
Baugruppe 1
4
Untere Haelfte Ventilschaft
5
Ventilfeder
6
Nockenwelle
R
7NRFV
8
Nockenwellensteifigkeit
9
Rotational Excitation
10Nockenprofil
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
13
schleunigung, die sich durch eine geringere Bauteilbelastung äußert. Bei Miller-Steuer-
zeiten zeigt sich ein gegensätzliches Verhalten, jedoch kann die Hertz’sche Pressung auf
einem der Serie ähnlichen Niveau gehalten werden.
Ausgehend vom Seriennocken kann ein spätes Einlassschließen verhältnismäßig einfach,
durch eine fülliger ausgeführte Nockenform, umgesetzt werden. Zur Vorverlegung des
Einlassschluss, unter Beibehaltung des Einlassöffnens, Grundkreisdurchmessers und ma-
ximalem Ventilhubs, ist es nicht nur erforderlich Material abzutragen sondern die No-
ckenkontur konkav auszuführen. Dies setzt einen balligen Nockenfolger voraus. Um ein
mögliches Verdrehen des Tassenstößels im Motorbetrieb zu verhindern, wurde der No-
ckenfolger mit einem Überstand versehen. Die Führung ist über eine Aussparung im Zy-
linderkopf umgesetzt (s. Abbildung 10).
Abbildung 10: Nockenprofile der Serie, Miller 10° und Atkinson 96°-Steuerzeiten (links), Mil-
ler-Tassenstößel (mitte) und ausgeführtem Ventiltrieb mit Miller-Steuerzeiten (rechts)
Zur Anpassung des effektiven Verdichtungsverhältnisses ɛeff dyn wurde das Volumen der
Kolbenmulde verkleinert, sodass das sich das geometrische Verdichtungsverhältnis von
ɛgeo = 13,2 auf ɛgeo = 15,25 erhöht. Die Verwendung eines einheitlichen Kolbens ermög-
licht die Einflüsse auf die Verbrennung bedingt durch die Ladungsbewegung ausschließ-
lich der jeweiligen ES-Strategie zuzuordnen.
7 Experimentelle Untersuchungen
Die Motorversuche erfolgten unter Volllast bei einer konstanten Drehzahl von
2450 1/min. Dabei wurden Ansaugdruck und -temperatur konditioniert. Der Umgebungs-
druck war bei allen Versuchen auf gleichem Niveau. Die Messung der Abgaskonzentra-
y-K
oord
inate
[m
m]
-20
-10
0
10
20
30
x-Koordinate [mm]
-20 -10 0 10 20
Grundkreis Serie Miller 10° Atkinson 96°
y-K
oo
rdin
ate
be
zo
ge
n a
uf
Ko
ord
ina
ten
urs
pru
ng
[m
m]
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
x-Koordinate bezogen auf Koordinatenursprung [mm]
-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25
Grundkreis Serie Miller 10° Atkinson 96°
Aussparung für
Nockenfolger
Überstand gegen
Verdrehung
balliger
Nockenfolger
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
14
tion wurde mittels einer Abgasmessanlage von ABB durchgeführt (AO2000). Die An-
gabe der NOx-Emissionen erfolgt normiert auf den Wert des Serienbetriebspunkts in
mg/mN³ (bei 5 % O2). Die präsentierten Indizierdaten wurden über AVL Indicom erfasst
und über 100 Arbeitsspiele gemittelt. Zur Erfassung der Hochdruck- und Niederdruckda-
ten kamen Sensoren der Fa. Kistler zum Einsatz.
Das Zylinderdruckniveau zu Beginn der Kompressionsphase hat einen großen Einfluss
auf den Wert des effektiven Verdichtungsverhältnisses und setzt eine genaue Nullpunkt-
korrektur voraus. Die Bestimmung des Absolutdruckniveaus erfolgte über die Methode
des Summenbrennverlaufs [19]. Das effektive Verdichtungsverhältnis der Serie wurde
mit Hilfe des institutsinternen Druckverlaufsanalysewerkzeugs CYPRAN bestimmt und
ergibt sich zu εeff dyn = 13,53. Somit weicht es dem numerisch ermittelten Wert um 0,26
ab, was durch ein in der Messung höheres Druckniveau in der Ladungswechselschleife
zu erklären ist.
7.1 Einzelpunktvergleich
Zur Bewertung des effektiven Verdichtungsverhältnisses εeff dyn der M/A-Steuerzeiten
wird der in der 1D-Simulation berechnete Referenzbetriebspunkt mit λ = 1,57 und einer
Schwerpunktlage von X50% ≈ 18,6 °KW n. OT eingestellt, sodass sich der indizierte
Mitteldruck ergibt. Die thermodynamisch ungünstige Schwerpunktlage ist auf die inner-
motorische Einhaltung des aktuellen NOx-Richtwerts zurückzuführen.
Wie in Kapitel 3 beschrieben, kann εeff dyn bei Miller-Steuerzeiten über das vorliegende
Zylindervolumen VUT eff bei Erreichen des Umgebungsdrucks pUmg in der Kompressions-
phase bestimmt werden und folgt zu εeff dyn = 13,98 (s. Abbildung 11). Atkinson-Steuer-
zeiten erfordern hingegen eine polytrope Zustandsänderung ausgehend von ES, was in
εeff dyn = 13,27 resultiert. Somit liegt es für Miller- und Atkinson-Steuerzeiten 0,45 ober-
halb bzw. 0,26 unterhalb des Serienwerts. Folglich kann in diesem Fall nur bedingt von
einem gleichen, vielmehr von einem ähnlichen εeff dyn gesprochen werden. Unter Beibe-
haltung der rein geometrischen Formulierung des Expansionsverhältnisses berechnet sich
für Miller ECR = 1,09 bzw. Atkinson ECR = 1,15.
Um den Einfluss eines konstanten Polytropenexponenten zu veranschaulichen, wird die-
ser mit gängigen Werten für magerbetriebene Gasmotoren mit n = 1,375/1,395 angenom-
men. Das effektive Verdichtungsverhältnis der Atkinson-Konfiguration ergibt sich in die-
sen Fällen zu εeff dyn = 13,31/13,22. Folglich zieht die Annahme eines konstanten
plausiblen n gegenüber einem über die Kolbenlage veränderlichen Wert nur eine geringe
Abweichung in εeff dyn nach sich.
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
15
In Tabelle 2 sind die Betriebsdaten der Referenzbetriebspunkte der M/A-Steuerzeiten auf-
gelistet. Miller zeigt gegenüber Atkinson Vorteile im indizierten Wirkungsgrad ηi, die
sich durch mehrere Größen erklären lassen: Es stellt sich ein besserer Liefergrad ein, der
sich in Form eines um fast 2 kg/h höheren Massenstroms äußert. Somit ergibt sich eine
um 5,35 % höhere effektive Verdichtung. Analog zu den numerischen Untersuchungen
zeigt das Miller-Verfahren bedeutende Vorteile in der Ladungswechselschleife. Während
sich ein um 0,4 bar höherer pmi einstellt, liegt der Mitteldruck im Niederdruckteil auf
gleichem Niveau. Aufgrund des höheren Massenstroms entspricht dies einer verhältnis-
mäßig geringeren Ladungswechselarbeit. Das deutlich spätere ES nach UT bringt einen
Kompressionsverlust von ΔηKomp = 0,28 % bezogen auf den eingebrachten Kraftstoff mit
sich. Die Expansionsverluste unterscheiden sich mit ΔηExp = 0,11 % bzw. 0,14 % nur ge-
ringfügig. Das bei Miller-Steuerzeiten höhere Druckniveau lässt auf eine heißere Ver-
brennung schließen, die sich in höheren NOx-Emissionen äußert, obgleich die Ansaug-
temperatur beim Atkinson-Verfahren über 11 K höher ist. THC-Emissionen und
zyklische Schwankungen unterscheiden sich nur geringfügig.
Abbildung 11: p,V-Diagramm der untersuch-
ten M/A-Steuerzeiten im Referenzbetriebs-
punkt (X50% = 18,6 °KW n. ZOT, λ = 1,57)
Tabelle 2: Gegenüberstellung von M/A-Steu-
erzeiten im Referenzbetriebspunkt
(X50% = 18,6°KW n. ZOT, λ = 1,57)
Die Umsetzung der Kraftstoffmasse erfolgt im ersten Teil der Verbrennung (X5% bis
X50%) gleich schnell, wobei im zweiten Teil (X50% bis X90%) eine Verlangsamung
beim Miller-Verfahren beobachtet werden kann.
Lambda = 1,57CA50 = 19°KW n. ZOTM10 MP1A96 MP1
Messung 12.05.2014M1-MillersteuerzeitendQ/dB=0 80-60°KW v. ZOT
Messung 13.05.2014M1-AtkinsonsteuerzeitendQ/dB=0 80-60°KW v. ZOT
ES=342,6 cm³ Atkinson
Miller Atkinson Serie
ES 10°KW v.UT / 616,5 cm³ 96°KW n.UT / 342,6 cm³ 44°KW v.UT
AÖ 118°KW n. ZOT / 499,9 cm³ 118°KW n. ZOT / 499,9 cm³
AS 24°KW n. LOT / 72,7 cm³ 24°KW n. LOT / 72,7 cm³
Zylin
de
rdru
ck [
ba
r]
0
10
20
30
40
50
Zylindervolumen [cm3]
0 100 200 300 400 500 600 700
Miller 10° Atkinson 96°
ESAtkinson
pUmg
VUT eff A96
n = var.
n = 1,375
n = 1,395
pUmg
VUT eff M10
Polytrope
A9
6_
Dru
ck_
Po
ly_
ZA
E n
=1
,36
[b
ar]
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
Zylindervolumen_Poly_ZAE [cm³]
300 350 400 450 500 550 600 650
Größe Miller 10° Atkinson 96° Abweichung Δ
εeff dyn [-] 13,98 13,27 0,71
ηi [%] 36,60 35,85 0,75
NOx [%] 98,50 82,05 16,45
THC [%] 92,16 92,73 -0,57
pmax [bar] 37,41 33,84 3,56
σpmi [bar] 0,04 0,03 0,01
pmi [bar] 5,61 5,22 0,40
pmi ND [bar] -0,48 -0,47 -0,01
ΔηExp [%] 0,14 0,11 0,03
ΔηKomp [%] 0 0,28 -0,28
TSaugrohr [K] 330,4 341,4 -11,1
ṁGemisch [kg/h] 33,87 31,91 1,96
X5% bis X50% [°KW] 10,9 10,6 0,3
X50% bis X90% [°KW] 18,2 14,3 3,9
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
16
7.2 Ergebnisübersicht
Über die durchgeführten Messreihen zeigen sich für Miller-Steuerzeiten überwiegend
Vorteile gegenüber Atkinson im inneren Wirkungsgrad, ohne die NOx-Emissionen zu
steigern (s. Abbildung 12). Die höheren Mitteldrücke bei gleichem Luftverhältnis führen
zu einer anteilig geringeren Reibungsarbeit, sodass die Unterschiede im elektrischen Wir-
kungsgrad größer ausfallen (s. Abbildung 13).
Im Vergleich zum Serienbetriebspunkt, der den wirkungsgradbesten Betriebspunkt unter
Einhaltung des aktuellen NOx-Richtwerts und Motornennleistung darstellt, kann das Mil-
ler-Verfahren den Zielkonflikt zwischen ηi und NOx-Emissionen entschärfen, während
Atkinson-Konfiguration im ηi-NOx-optimalen Betriebspunkt ähnliche Werte aufweist.
Aufgrund der Füllungsverluste ist jedoch, wie zu erwarten, keine Verbesserung im
elektrischen Wirkungsgrad festzustellen. Um die Vorteile der Steigerung des inneren
Wirkungsgrads auch effektiv nutzen zu können, sollen in weiteren Arbeiten gemisch- und
füllungsoptimierende Maßnahmen ergriffen werden.
Abbildung 12: Innerer Wirkungsgrad über
normierte NOx-Emissionen
Abbildung 13: Elektrischer Wirkungsgrad
über normierte NOx-Emissionen
Von den Referenzpunkten beider Verfahren ausgehend wurde ein Zündhaken durchge-
führt, bei dem der Mitteldruck über eine Anpassung des Luftverhältnisses konstant ge-
halten wurde. Abbildung 14 zeigt Zündzeitpunkt und Massenumsatzpunkte (X5%, X50%
und X90%) über dem Luftverhältnis. Unterhalb λ = 1,6 unterscheidet sich der Vorzünd-
bedarf für eine gleiche Schwerpunktlage nur geringfügig, was auf gleich schnelle Ver-
brennung im ersten Teil schließen lässt. Der zweite Teil der Verbrennung läuft bei Miller-
Steuerzeiten langsamer ab und wird für höhere Luftverhältnisse auch zunehmend ver-
schleppt. Eine mögliche Erklärung ist ein niedrigeres Turbulenzniveau bei frühem Ein-
lassschluss aufgrund der verlängerten Dissipationszeit, wie von Scheidt für einen aufge-
ladenen Motor mit proportional veränderlicher Ventilhubkurve beschrieben [3]. Dass
Ele
ktr
isch
er
Wirku
ng
sg
rad
[%
]23
24
25
26
27
Normierte NOx-Emissionen [%]
0 50 100 150 200 250 300
Miller Atkinson Serie
Ind
izie
rer
Wirku
ng
sg
rad
[%
]
34
35
36
37
38
Normierte NOx-Emissionen [%]
0 50 100 150 200 250 300
Miller Atkinson Serie
CO
Vpm
i
0.3
0.5
0.7
0.9
1.1
1.3
NOx (bei 5% O2) normiert
0 50 100 150 200 250 300 350 400
Ele
ktr
isch
er
Wirku
ng
sg
rad
[%
]
23
24
25
26
27
Normierte NOx-Emissionen [%]
0 50 100 150 200 250 300
Miller Atkinson Serie
Ind
izie
rer
Wirku
ng
sg
rad
[%
]
34
35
36
37
38
Normierte NOx-Emissionen [%]
0 50 100 150 200 250 300
Miller Atkinson Serie
CO
Vpm
i
0.3
0.5
0.7
0.9
1.1
1.3
NOx (bei 5% O2) normiert
0 50 100 150 200 250 300 350 400
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
17
dennoch eine gleich schnelle erste Verbrennung beobachtet werden kann, soll im Rahmen
zukünftiger 3D-CFD-Simulationen beleuchtet werden.
In Abbildung 15 sind Luftverhältnis, NOx-Emissionen, Spitzendruck und innerer Wir-
kungsgrad über dem indizierten Mitteldruck bei einer dem Serienbetriebspunkt entspre-
chenden Verbrennungsschwerpunktlage aufgetragen. Zur Einstellung gleicher Mitteldrü-
cke ermöglicht die Miller-Konfiguration einen Motorbetrieb mit magererem Gemisch.
Die höhere Wärmekapazität der Zylinderladung wirkt der NOx-Bildung entgegen, ob-
gleich sich um ca. 2 bar höhere Zylinderspitzendrücke einstellen. Die NOx-Bildung wird
bei Atkinson hingegen durch die höhere Saugrohrtemperatur begünstigt. Für Miller-Steu-
erzeiten ergeben sich Vorteile im inneren Wirkungsgrad größer 0,5 %-Punkte mit der
Ausnahme pmi < 5,3 bar, was auf die bei gleicher Verbrennungsschwerpunktlage erfor-
derliche Ladungsverdünnung und der damit abnehmenden Verbrennungsstabilität bei
λ = 1,7 zurückzuführen ist.
Abbildung 14: Massenumsatzpunkte über
dem Luftverhältnis der untersuchten
Miller (pmi = 5,62 bar) und Atkinson-
Steuerzeiten (pmi = 5,22 bar)
Abbildung 15: Luftverhältnis, NOx-
Emissionen, Spitzendruck und indizierter
Wirkungsgrad über indiziertem
Mitteldruck (X50% = 19°KW n. ZOT)
8 Gegenüberstellung von Experiment und Simulation
Zwischen numerisch und experimentell bestimmten Größen konnten Abweichungen fest-
gestellt werden, die vor allem eine Gegenüberstellung beider Verfahren aufgrund des ab-
weichenden effektiven Verdichtungsverhältnisses erschweren. Es werden nachfolgend
ausschließlich Abweichungen in den Referenzbetriebspunkten diskutiert.
pm
ax [
ba
r]
25
30
35
40
45
50
55
60
l [-]
1.4 1.5 1.6 1.7
Ind
izie
rer
Wirku
ng
sg
rad
[%
]
0.340
0.345
0.350
0.355
0.360
0.365
0.370
0.375
0.380
l [-]
1.40 1.45 1.50 1.55 1.60 1.65 1.70
Miller Atkinson Serie
dp
/da
max [
ba
r/°K
W]
1.0
1.5
2.0
2.5
3.0
3.5
l [-]
1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8
pm
ax [
ba
r]
25
30
35
40
45
50
55
60
pmi
4.8 5.0 5.2 5.4 5.6 5.8 6.0 6.2 6.4
Ko
lbe
nn
lag
e [°K
W n
. Z
OT
]
-20
-10
0
10
20
30
40
50
Luftverhältnis [-]
1,45 1,50 1,55 1,60 1,65
Miller 10° Atkinson 96°
X90%
X50%
X5%
ZZP
TH
C [
%]
70
80
90
100
110
120
?
1.40 1.45 1.50 1.55 1.60 1.65 1.70
TH
C [
%]
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
AI50
0 5 10 15 20 25
TA
bg
as [
K]
450460470480490500510520530540550560
? [-]
1.46 1.48 1.50 1.52 1.54 1.56 1.58 1.60 1.62 1.64 1.66
pmi [bar]
5,0 5,3 5,6 5,9 6,2 6,5
pmi [bar]
5.0 5.2 5.4 5.6 5.8 6.0 6.2 6.4
? [
-]
1.0
1.2
1.4
1.6
pm
ax [
ba
r]
33
35
37
39
?i [%
]
35.8
35.9
36.0
36.1
NO
x [
%]
0
400
800
1200 Miller 10° Atkinson 96°
hi [
% ]
35,5
36,0
36,5
37,0
l [
-]
1,2
1,4
1,6
1,8
pm
ax [
ba
r]
33
35
37
39
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
18
Der numerischen Studie zur Untersuchung der M/A-Steuerzeiten wurde ein normierter
Brennverlauf zugrunde gelegt, der anhand von Messdaten des Serienbetriebspunkts
(Otto-Steuerzeiten) bestimmt wurde. Abbildung 16 zeigt die spezifische Brennrate über
die Kolbenlage des Serienbetriebspunkts und der untersuchten Steuerzeiten. Bei gleichem
Zündzeitpunkt und Luftverhältnis stellen sich vergleichbare Verbrennungsschwerpunkt-
lagen ein (+/-0,4 °KW). Zwischen Brennbeginn und ungefähr 10 °KW nach ZOT verlau-
fen die Kurven fast deckungsgleich. Die Brennrate der Miller-Konfiguration eilt leicht
voraus, um dann als erstes abzufallen. Der Spitzenwert ist gegenüber Atkinson geringfü-
gig niedriger. Der Gradient verläuft mit zunehmender Kolbenlage flacher und führt im
zweiten Teil der Verbrennung zu einer langsameren Kraftstoffumsetzung, wie bereits zu-
vor beschrieben. Im Vergleich zur Brennrate der Serienkurve weisen beide Verfahren in
der Anfangsphase einen ähnlichen Verlauf auf, der mit fortschreitender Verbrennung je-
doch verlangsamt wird.
Werden berechneter und simulierter Saugrohrdruck über Kolbenlage gegenübergestellt,
kann ein Phasenversatz zwischen beiden Verläufen sowie ein höheres gemessenes Ge-
samtdruckniveau festgestellt werden (s. Abbildung 17). Bei Miller-Steuerzeiten sind die
Abweichungen in der Phasenlage ausgeprägter, da die Dauer in der die Druckwelle zwi-
schen Einlassventil und Sammelplenum propagiert, länger ist.
Abbildung 16: Normierte Brennrate der M/A-
und Seriensteuerzeiten (X50% = 18,6°KW n.
ZOT, λ = 1,57)
Abbildung 17: Gemessener und simulierter
Saugrohrdruckverläufe der M/A-Steuerzeiten
(X50% = 18,6°KW n. ZOT, λ = 1,57)
Für das Ziel, Miller- und Atkinson-Zyklus bei gleichen effektiven Verdichtungsverhält-
nissen gegenüberzustellen, sind vor allem die Massen entscheidend. Die Abweichung
Gegenüberstellung Simulation/Experiment
Lambda = 1,57CA50 = 19°KW n. ZOTM10 MP1A96 MP1
Kolbenlage [°KW]
0 90 180 270 360 450 540 630 720
ES
10 mbar
Simulation Messung
Miller
Atkinson
Volllastn = 2450 1/min
Sa
ug
roh
rdru
ck [
ba
r]
EÖES
Sp
ezifis
ch
e B
ren
nra
te [
1/°
KW
]
0,00
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
Kolbenlage [°KW]
-15 0 15 30 45 60
Miller 10° Atkinson 96° Serie
l = 1,57ZZP = -8 °KW
Gegenüberstellung Simulation/Experiment
Lambda = 1,57CA50 = 19°KW n. ZOTM10 MP1A96 MP1
Kolbenlage [°KW]
0 90 180 270 360 450 540 630 720
ES
10 mbar
Simulation Messung
Miller
Atkinson
Volllastn = 2450 1/min
Sa
ug
roh
rdru
ck [
ba
r]
EÖES
Sp
ezifis
ch
e B
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1/°
KW
]
0,00
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
Kolbenlage [°KW]
-15 0 15 30 45 60
Miller 10° Atkinson 96° Serie
l = 1,57ZZP = -8 °KW
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
19
zwischen gemessenem und simuliertem Massenstrom beträgt für Miller- und Atkinson-
Steuerzeiten 4 bzw. -2,2 %. Unter Berücksichtigung der bereits vorhandenen Abweichun-
gen in effektiven Verdichtungsverhältnisses der Serie von Δεeff dyn = 0,27, ergeben plau-
sible Unterschiede zur Serie für εeff dyn beim M/A-Zyklus von 0,45 bzw. -0,26.
Der geringere Massenstrom bei höherem Ansaugdruckniveau im Falle der Atkinson-
Steuerzeiten, wird beim Vergleich von Saugrohr- und Zylinderdruckverlauf während dem
Ansaugen ersichtlich (s. Abbildung 18). Der Zylinderdruck fällt dabei auf ein niedrigeres
Druckniveau ab, was auf einen zu hohen berechneten Druckverlust schließen lässt. Auf-
grund der geringeren Druckdifferenz zwischen Saug- und Zylinderdruck tritt der Schnitt-
punkt beider Verläufe früher auf, sodass Rückströmen ebenfalls verfrüht einsetzt. Es ist
zu berücksichtigen, dass die bauraumbegründete Entfernung des Ansaugdrucksensors
zum Einlassventil einen zeitlichen Versatz vom Schnittpunkt beider Größen und dem Be-
ginn des Rückströmens verursacht. Der räumlichen Entfernung wurde für die Messstelle
im Modell Rechnung getragen.
Abbildung 18: Gemessener und berechneter Zylinder- und Saugrohrdruck über Kolbenlage für
Atkinson-Steuerzeiten im Referenzbetriebspunkt
Die Abweichungen zwischen Simulation und Experiment sind auf die getroffenen Ver-
einfachungen bei der Modellerstellung zurückzuführen. Daher werden dem Modell bei
der Berechnung veränderter Einlass-Steuerzeiten (trotz umfangreicher Abstimmung)
Grenzen in der Genauigkeit gesetzt.
Gegenüberstellung Simulation/Experiment
Lambda = 1,57CA50 = 19°KW n. ZOTM10 MP1A96 MP1
Zylin
de
r-/
Sa
ug
roh
rdru
ck [
ba
r]
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
Ein
lassve
ntilh
ub
[m
m]
0
1,5
3,0
4,5
6,0
7,5
9,0
Ein
lassve
ntilh
ub
[m
m]
0
1,5
3,0
4,5
6,0
7,5
9,0
Zylin
de
r-/
Sa
ug
roh
rdru
ck [
ba
r]
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
Rückströmen (1D-CFD)
Kolbenlage [°KW]
300 360 420 480 540
pZyl
pAns
Kolbenlage [°KW]
300 360 420 480 540 600 660
Simulation Messung
Simulation Messung
pZyl
pAns
Ein
lassve
ntilh
ub
[m
m]
0
1,5
3,0
4,5
6,0
7,5
9,0
Zylin
de
r-/
Sa
ug
roh
rdru
ck [
ba
r]
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
Rückströmen (1D-CFD)
Kolbenlage [°KW]
300 360 420 480 540 600 660
Simulation Messung
pZyl
pAns
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
20
9. Zusammenfassung und Ausblick
Miller- und Atkinson-Steuerzeiten wurden als Teilmaßnahme eines alternativen Brenn-
verfahrens für einen gemischansaugenden Einzylinder-Gasmotor untersucht. Für einen
repräsentativen Vergleich beider Verfahren wurde ein konstantes effektives Verdich-
tungsverhältnis unter Berücksichtigung gasdynamischer Effekte εeff dyn angestrebt. Der
angewendete Ansatz weist Analogien zur Bestimmung der Kompressionsverluste bei der
Verlustanalyse auf, wird jedoch zur Berechnung von εeff dyn, nicht bis UT sondern bis zum
Erreichen des Umgebungsdrucks und dem hier eingeführten effektiven UT ausgeführt.
Bestimmt man beispielsweise das εeff dyn der nahezu füllungsoptimalen Serienkonfigura-
tion (Otto), so ergibt sich mit diesem Ansatz ein effektives Volumen größer als VUT.
Die Ergebnisse einer 1D-Studie zeigen für M/A-Steuerzeiten gleichen effektiven Ver-
dichtungsverhältnisses einen verbesserten indizierten Kraftstoffverbrauch. Für ein glei-
ches Expansions-Kompressions-Verhältnis (ECR = 1,15) sind die Vorteile bei Miller-
Steuerzeiten um 1,3 g/kWh ausgeprägter, wobei gegenüber der Serie eine Reduktion von
4 g/kWh erreicht wird. Die Aufschlüsselung der Verluste im Ladungswechsel zeigt, dass
sich die bei spätem Einlassschluss auftretenden Kompressionsverluste ΔηKomp = 0,27 %
als Begründung für den unterschiedlichen Kraftstoffverbrauch zurückführen lassen. Der
kohärente Zylinderdruckverlauf im Hochdruckteil beider Verfahren (ECR = 1,15) be-
kräftigt diese Aussage und zeigt zugleich die Gültigkeit der angewendeten Methode zur
Bestimmung des effektiven Verdichtungsverhältnisses für den verwendeten Versuchsträ-
ger.
Zur Untersuchung am ausgeführten Motor mit Tassenstößel kann die Umsetzung der At-
kinson-Steuerzeiten mit geringem Aufwand durch Auffüllen der Nockenkontur erfolgen.
Beim Miller-Verfahren hingegen ist bei den konstruktiven Gegebenheiten eine konkave
Nockenform notwendig, die einen balligen Nockenfolger voraussetzt.
Die Vorteile des Miller- gegenüber des Atkinson-Verfahrens werden experimentell be-
stätigt, ergeben sich allerdings auch als Folge eines für die Miller-Konfiguration besseren
Liefergrads und daher höheren effektiven Verdichtungsverhältnisses. Beim Atkinson-
Zyklus hingegen ist die Zylinderladung niedriger, sodass εeff dyn den Serienwert unter-
schreitet. Als Gründe können Abweichungen zwischen Simulation und Experiment ge-
nannt werden. Zur Angleichung des effektiven Verdichtungsverhältnisses wird die Ferti-
gung und Untersuchung weiterer Nockenprofile in Betracht gezogen.
Der Zielkonflikt zwischen NOx-Emissionen und innerem Wirkungsgrad fällt für den frü-
hen Einlassschluss besser aus. Gegenüber dem Serienpunkt kann der Zielkonflikt ent-
schärft werden. Um diesen Vorteil auch effektiv nutzen zu können, sollen Maßnahmen
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
21
zur Leistungsanhebung wie Ladungswechseloptimierung und eine verbesserte Gemisch-
strategie ergriffen werden.
Die Autoren bedanken sich für die Förderung und Koordination des Forschungsvorha-
bens durch das Bundesministerium für Bildung und Forschung und den Projektträger Jü-
lich. Ferner möchten die Autoren Ihren Dank der AVL List GmbH aussprechen, für die
umfangreiche Unterstützung mit den Simulationsprogrammen BOOST und EXCITE.
10 Literaturverzeichnis
[1] Verordnung (EU) Nr. 813/2013 der Kommission zur Durchführung der Richtlinie
2009/125/EG des Europäischen Parlaments und des Rates im Hinblick auf die
Festlegung von Anforderungen an die umweltgerechte Gestaltung von Raumheiz-
geräten und Kombiheizgeräten, Amtsblatt der Europäischen Union, Brüssel,
2013.
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der Entflammung von mageren Gemischen bei Ottomotoren mit Direkteinsprit-
zung“, Dissertation, Universität Karlsruhe (TH), 2006.
[3] Scheidt, M.; Brands, C.; Kratzsch, M.; Günther, M.: „Kombinierte Miller-Atkin-
son-Strategie für Downsizing-Konzepte“, MTZ 05/2014 Jahrgang 75, 2014.
[4] Riess, M.; Benz, A.; Wöbke, M.; Sens, M.: „Einlassseitige Ventilhubstrategien
zur Turbulenzerzeugung“, MTZ 07-08/2013 Jahrgang 75, 2013.
[5] Bauer, M.; Auer, M.; Stiesch, G.: „Das Brennverfahren des Gasmotors
20V35/44G von MAN“, MTZ 04/2013 Jahrgang 74, 2013.
[6] Fuchs, J.; Leitner, A.; Tinschmann, G.; Trapp, C.: „Konzept für direkt gezündete
Gross-Gasmotoren“, MTZ 05/2013 Jahrgang 74, 2013.
[7] Martins, J.; Uzuneanu, K.; Ribeiro B. S.; Jasansky, O.: „Thermodynamic Analy-
sis of an Over-Expanded Engine”, SAE Technical Paper 2004-01-0617, 2004.
[8] Heywood, J. B.: „Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill”,
1988.
[9] Haas, S: „Experimentelle und theoretische Untersuchung homogener und teilho-
mogener Dieselbrennverfahren“, Dissertation, Universität Stuttgart, 2007.
Numerische und experimentelle Untersuchungen zu Miller- und Atkinson-Steuerzeiten
bei konstantem effektivem Verdichtungsverhältnis am Beispiel eines stationär
betriebenen gemischansaugenden Gasmotors
22
[10] Löbbert, P.: „Möglichkeiten und Grenzen der Teillaststeuerung von Ottomotoren
mit vollvariablem Ventilhub“, Dissertation, Technische Universität Dresden,
2006.
[11] He, X., Durret, R.: „Late Intake Valve Closing as a Control Strategy Tier 2 Bin 5
NOx Level”, SAE Technical Paper 2008-01-0637, 2008.
[12] Neher, D.; Kettner, M., Scholl, F., Klaissle, M., et al.: „Numerische Untersuchun-
gen eines alternativen Brennverfahrens für gemischansaugende stationär betrie-
bene Erdgasmotoren“, IAV Engine Processes, Berlin, 2013.
[13] Neher, D.; Kettner, M., Scholl, F., Klaissle, M., et al.: „Numerical Investigations
of Overexpanded Cycle and Exhaust Gas Recirculation for a Naturally Aspirated
Lean Burn Engine”, SAE Technical Paper 2013-32-9081, 2013.
[14] Weberbauer, F.; Rauscher, M.; Kulzer, A.; Knopf, M.; Bargende, M.: „Allgemein
gültige Verlustteilung für neue Brennverfahren“, MTZ 02/2005 Jahrgang 66,
2005.
[15] Witt, A.: „Analyse der thermodynamischen Verluste eines Ottomotors unter den
Randbedingungen variabler Steuerzeiten“, Dissertation, Technische Universität
Graz, 1999.
[16] Mincione, G.: „Ventiltriebkonzepte zur Verbrauchsreduzierung bei Motorradmo-
toren“, Dissertation, Universität Stuttgart, 2012.
[17] Kuberczyk, R.: „Wirkungsgradunterschiede zwischen Otto- und Dieselmotoren –
Bewertung von wirkungsgradsteigernden Maßnahmen bei Ottomotoren“, Disser-
tation, Universität Stuttgart, 2009.
[18] Woschni, G.: „Einfluss von Rußablagerungen auf den Wärmeübergang zwischen
Arbeitsgas und Wand im Dieselmotor“, Der Arbeitsprozess des Verbrennungs-
motors, Graz 1991.
[19] Barba, C.: „Erarbeitung von Verbrennungskennwerten aus Indizierdaten zur ver-
besserten Prognose und rechnerischen Simulation des Verbrennungsablaufes bei
Pkw-DE-Dieselmotoren mit Common-Rail-Einspritzung“, Dissertation, Techni-
sche Hochschule Zürich, 2001.