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Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Diesel-Brennkraftmaschine, mit einem Abgasturbolader mit einem in einer Abgasleitung angeordneten Turbinenteil und einem in einer Lade- luftleitung angeordneten Verdichterteil, wobei stromaufwärts des Turbinenteiles in der Abgasleitung ein Abblaseventil angeordnet ist, sowie mit einer Umblase- vorrichtung zur gesteuerten Überleitung von verdichteter Ladeluft von der Lade- luftleitung zur Abgasleitung.
Weiters betrifft die Erfindung eine Brennkraftmaschine, insbesondere Diesel- Brennkraftmaschine, mit einem Abgasturbolader mit einem in einer Abgasleitung angeordneten Turbinenteil und einem in der Ladeluftleitung angeordneten Ver- dichterteil, wobei stromaufwärts des Turbinenteiles in der Abgasleitung ein Abblaseventil angeordnet ist, sowie einer Umblasevorrichtung zur gesteuerten Überleitung von Verdichterladeluft von der Ladeluftleitung zur Abgasleitung.
Es ist bekannt, einen Teil der durch den Verdichter verdichteten Luft um die Brennkraftmaschine herum direkt in den Abgasstrom vor der Turbine zu leiten, um den Wirkungsgrad des Abgasturboladers in bestimmten Betriebsbereichen zu erhöhen. Die Umblasemenge kann dabei über ein Umblaseventil entsprechend den Erfordernissen im Motorkennfeld variabel eingestellt werden. Die DE 32 25 867 A1 zeigt beispielsweise eine Brennkraftmaschine, bei der Auslass- leitung und Einlassleitung über eine solche Umblaseleitung miteinander verbun- den sind.
Durch Einfügen einer Umblaseleitung kann der Volumensstrom durch den Ver- dichter erhöht werden. Die direkte und gewünschte Folge ist ein Wegbewegen von der Pumpgrenze des Verdichters. Dieses Prinzip wird bei aufgeladenen Otto- Brennkraftmaschinen angewendet. Zur betriebszustandsabhängigen Steuerung müssen dabei aber relativ aufwendige Massnahmen gesetzt werden, damit das Motorbetriebverhalten bzw. die Fahrbarkeit nicht in unerwünschter Weise, sowohl in stationären, als auch in transienten Betriebszuständen, beeinflusst wird.
Bei modernen Fahrzeugbrennkraftmaschinen werden zunehmend Abblaseventile - sogenannte waste-gates - verwendet, um den Ladedruck an der Volllast mit zunehmender Motordrehzahl nicht übermässig ansteigen zu lassen. Dadurch kommt es zu einem Anstieg des Druckes vor der Turbine über den Druck der La-
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deluft nach dem Verdichter. Im unteren Motordrehzahlbereich nahe der Volllast ist hingegen der Ladedruck nach dem Verdichter höher als der Abgasdruck vor der Turbine.
Zur Vereinfachung der Umblasevorrichtung wird in der DE 32 44 928 A1 eine Brennkraftmaschine vorgeschlagen, bei der Abblaseventil und Umblaseventil zu einer kombinierte Vorrichtung vereinigt sind. Allerdings ist auch hier eine relativ aufwendige Steuerung der Umblasung erforderlich.
Aus der AT 002 540 Ul ist eine Brennkraftmaschine mit einer in eine Abgas- rückführvorrichtung integrierte Umblasevorrichtung bekannt. Dadurch kann auf möglichst einfache Weise eine Umblasung erreicht werden.
Brennkraftmaschinen mit Abgasturboaufladung werden für eine bestimmte geo- dätische Höhe ausgelegt. Wenn die Brennkraftmaschine bei anderen geodäti- schen Höhen als bei Auslegungshöhe betrieben wird, ändern sich die Betriebsbe- dingungen für den Abgasturbolader, wodurch dessen Arbeitspunkt im Betriebs- kennfeld verschoben wird. Mit der Höhe, also bei sinkendem Umgebungsluft- druck, wandern die Betriebspunkte des Abgasturboladers in Richtung höheren Ladedruckverhältnisses, wobei je nach Grundauslegung sichere Betriebsgrenzen überschritten werden würden, wenn nicht zuvor eine Leistungsreduktion vorge- nommen wird. Insgesamt nimmt hingegen der Ladedruck vor der Brennkraftma- schine mit der Höhe ab, wodurch der Luftmassenstrom durch die Brennkraftma- schine und damit der Luftüberschuss negativ beeinflusst wird.
Die genannten Betriebsgrenzen können sein:
1. Pumpgrenze des Laders bei niedrigen Motordrehzahlen,
2. Drehzahlgrenze des Laders bei Nenndrehzahl,
3. Abgastemperatur vor der Turbine,
4. Russ-Emission; Es ist das Bestreben jedes Motorherstellers, die geodätische Höhe bis zu der noch keine Leistungsreduktion erforderlich ist, möglichst weit nach oben zu trei- ben. Üblicherweise wird in Höhen über 1500 bis 2000 Meter über Meeresniveau die Leistung der Brennkraftmaschine reduziert. Für einen bestimmten Leistungs- wunsch muss der Anwender somit einen grösseren Motor erwerben, als bei nied- rigeren Höhen notwendig wäre.
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Aufgabe der Erfindung ist es, diesen Nachteil zu vermeiden und auf möglichst einfache Weise die höhenbedingte Leistungsreduktion zu vermindern bzw. die Leistungsreduktion zu grösseren Höhen zu verlegen.
Erfindungsgemäss erfolgt dies dadurch, dass insbesondere bei niedrigen Dreh- zahlen über die Umblasevorrichtung eine gesteuerte Überleitung von verdichteter Ladeluft zur Abgasleitung durchgeführt wird und dass der Ladedruckverlauf mit- tels des Abblaseventiles über der Drehzahl an den Drehmomentverlauf der Brennkraftmaschine angeglichen wird, wobei der Ist-Ladedruck mit einem in ei- ner Steuereinheit abgelegten Soll-Ladedruck-Verlauf über der Drehzahl vergli- chen und aus dem Vergleich ein Korrektursignal erzeugt wird, mit welchem das Abblaseventil direkt oder indirekt betätigt wird. Durch die bekannte Technik des Umblasens bei niedrigeren Motordrehzahlen wird der Arbeitspunkt des Verdich- ters in seinem Kennfeld nach Rechts verschoben, wodurch er sich von der Pump- grenze wegbewegt.
Die Angleichung des Ladedruckverlaufes an die geodätische Höhe gestattet es, die sonst eintretende Abnahme des Ladedruckes vor der Brennkraftmaschine weitgehend zu kompensieren, wodurch sowohl die Abgas- temperatur, als auch die Russ-Emissionen unbeeinflusst bleiben. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass die gesteuerte Überleitung von verdichteter Ladeluft zur Abgasleitung in Abhängigkeit des Umgebungsdruckes durchgeführt wird. Dies ermöglicht es, durch die Kombination des Umblasens mit einer vollflexiblen La- dedruckregelung die Leistungsreduktion zu grösseren Höhen zu verlegen, ohne dass sichere Betriebsgrenzen überschritten werden.
Zur Durchführung des Verfahrens ist vorgesehen, dass das Abblaseventil in Ab- hängigkeit des Ladedruckes betätigbar ist, wobei der Ladedruckverlauf über der Drehzahl an den Drehmomentverlauf der Brennkraftmaschine und vorzugsweise an den geänderten Umgebungsdruck angleichbar ist. Das Abblaseventil ist vor- zugsweise über eine Luftleitung mit der Ladeluftleitung verbunden, wobei der Druck in der Luftleitung über ein durch eine elektronische Steuereinheit in Ab- hängigkeit des Ladeluftdruckes und der Motordrehzahl betätigbares Steuerventil veränderbar ist. Das Abblaseventil wird entweder direkt, beispielsweise elektro- magnetisch, oder indirekt über ein Stellglied betätigt. Das Stellglied besteht bei- spielsweise aus einer pneumatischen Dose, weiche ihre Hilfsenergie vom Lade- druck bezieht.
Die Hilfsenergie kann aber genauso von einem Druckluftsystem des Fahrzeuges, beispielsweise einem Luft-Brems-System bezogen werden oder auf elektrische Art sein. Vorzugsweise ist vorgesehen, dass das Abblaseventil indirekt über ein in einer mit dem Abblaseventil verbundenen Luftleitung, vor-
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zugsweise zwischen Ladeluftleitung und Abblaseventil angeordnetes, und mit der Steuereinheit verbundenes Steuerventil betätigt wird. Das Steuerventil ist bei- spielsweise zwischen Ladeluftleitung und Abblaseventil angeordnet. Alternativ dazu kann aber auch vorgesehen sein, dass das Steuerventil in einer mit der Luftleitung verbundenen Entlüftungsleitung angeordnet ist.
Ist die komprimierte Luft die Hilfsenergie, so wird der zur Verfügung stehende Druck über das elektri- sche Steuerventil so moduliert, dass das Stellglied den Erfordernissen entspre- chend bewegt wird. Wird ein elektrischer Aktuator als Stellglied verwendet, so kann dieser direkt von der Motorelektronik angesteuert werden.
In einer einfachen Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Umblasevorrichtung in eine Abgasrückführvorrichtung integriert ist. Die Umbla- sevorrichtung weist vorteilhafterweise eine Umblasesteuerungseinrichtung auf, welche schaltungsmässig parallel zu einer Abgasrückführsteuerungseinrichtung der Abgasrückführvorrichtung angeordnet ist. Die Umblasesteuerungseinrichtung besteht aus einem Umblasesteuerventil und einem in Richtung der Abgasleitung öffnendem Umblaserückschlagventil. Die Abgasrückführsteuerungseinrichtung weist ein Abgasrückschlagventil, sowie vorzugsweise ein Abgasrückführsteuer- ventil auf. Umblaserückschlagventil und Abgasrückschlagventil sind dabei anti- parallel zueinander angeordnet.
Das Umblasesteuerventil und/oder das Abgasrückführsteuerventil kann in einer einfachen Ausführung durch eine Steuerklappe gebildet sein. Zusätzlich oder an- stelle der Steuerklappe(n) kann vorgesehen sein, dass in der Abgasrückführlei- tung oder in einer für Abgasrückführung und Umblasung gemeinsamen Leitung ein Dreiwegventil vorgesehen ist, welches wahlweise die Abgasrückführung oder die Umblasung aktiviert.
Zweckmässigerweise ist die Umblasesteuerungseinrichtung - in Umblaserichtung betrachtet - vor einem Abgasrückführkühler angeordnet.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 bis 3 Schemadarstellungen von erfindungsgemässen Brennkraft- maschinen in drei verschiedenen Ausführungsvarianten, Fig. 4 ein Diagramm, in welchem Drehmoment und Ladedruck über der Drehzahl aufgetragen ist, und Fig. 5 ein Verdichter-Kennfeld des Abgasturboladers.
Die Fig. 1 bis 3 zeigen schematisch jeweils eine Dieselbrennkraftmaschine 1 mit einem Einlasssystem 2 und-einem Auslasssystem 3, sowie einem Abgasturbola-
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der 4. Der Abgasturbolader 4 weist einen in der Ladeluftleitung 5 angeordneten Verdichterteil 6 und einen in der Abgasleitung 7 angeordneten Turbinenteil 8 auf.
Stromaufwärts des Turbinenteiles 8 ist in der Abgasleitung 7 ein Abblaseventil 9 angeordnet, welches pneumatisch über eine Dose 10 betätigt wird. Durch Druck- beaufschlagung der Dose 10 wird das Abblaseventil 9 über eine Membran 11 entgegen einer Rückstellfeder 12 geöffnet. Durch Öffnung des Abblaseventiles 9 wird Abgas am Turbinenteil 8 vorbeigeleitet.
Die Druckdose 10 steht über eine Luftleitung 13 mit der Ladeluftleitung 5 in Ver- bindung, wobei in der Luftleitung 13 ein Steuerventil 14 angeordnet ist (Fig. 1 und 3). Zwischen dem Steuerventil 14 und der Ladeluftleitung 5 ist in der Aus- führungsvariante gemäss Fig. 1 eine Drossel 15 vorgesehen. Dieses Steuerventil 14 kann auch als Einwegventil in einer Entlüftungsleitung 13c stromabwärts der Drossel 15 angeordnet werden (Fig. 2). Eine weitere vorteilhafte Anordnung des Steuerventils 14 in Einwegeform ist durch Vertauschen der Positionen von Dros- sel 15 und Einwegeventil möglich (Fig. 3). In diesem Fall kann eine besonders schnelle Systemreaktion für raschen Ladedruckaufbau in Verbindung mit einer Reduktion des Luftverbrauches erreicht werden, da das Steuerventil 14 geschlos- sen bleibt, wenn kein Abblasen von Abgas stattfindet.
Das Steuerventil 14 wird über eine elektronische Steuereinheit 16 betätigt. Über eine Drucksignalleitung 17 erhält die elektronische Steuereinheit 16 Signale von einem Druckaufnehmer 17a über den Ladeluftdruck p in der Ladeluftleitung 5. Weiters ist die elektroni- sche Steuereinheit 16 über eine Drehzahlsignalleitung 18 mit einem Drehzahl- sensor 19 verbunden und empfängt Daten über die jeweilige Motordrehzahl n.
In der elektronischen Steuereinheit 16 ist der Soll-Ladedruck-Verlauf über der Drehzahl abgelegt.
Aus der momentanen Motordrehzahl n bestimmt die elektronische Steuereinheit 16 den Sollwert für den Ladedruck ps. Aus dem Vergleich Soll-Ladedruck ps mit dem über die Drucksignalleitung 17 empfangenen Ist-Ladedruck P ermittelt die Steuereinheit 16 ein Korrektursignal s, welches als Stellgrösse dem Steuerventil 14 zugeführt wird, worauf das Steuerventil 14 entsprechend öffnet. Durch den an der Dose 10 somit über die Drossel 15 anliegenden Ladeluftdruck p wird das Abblaseventil 9 geöffnet. Der Ladeluftdruck p dient somit als Hilfsenergie für die Betätigung des Abblaseventiles 9. Der zur Verfügung stehende Druck wird über das elektrische Steuerventil 14 so moduliert, dass das Abblaseventil 9 entspre- chend bewegt wird.
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Anstelle durch den Ladeluftdruck p über die Luftteilleitung 13a kann die Hilfs- energie für die Luftleitung 13 aber auch vom Luft-Brems-System des Fahrzeuges bezogen werden, wie in Fig. 1 bis 3 durch feinstrichlierte Linien 13b angeordnet ist. Es ist auch denkbar, dass das Abblaseventil 9 über einen elektrischen Aktu- ator bewegt wird. Wird ein elektrischer Aktuator als Stellglied verwendet, so kann dieser direkt von der Motorelektronik angesteuert werden.
Wie in Fig. 4 ersichtlich ist, wird der Verlauf des Ladedruckes p über der Drehzahl n weitgehend dem Verlauf des Drehmomentes M angepasst. Zum Vergleich dazu ist strichliert der konstante Verlauf des Ladedruckes pK angedeutet, wie dies bis- her bei bekannten Dieselbrennkraftmaschinen eingestellt war. Im Vergleich zur Erfindung hat der strichliert eingezeichnete konstante Ladedruckverlauf ab einem voreingestellten Abblasepunkt A den Nachteil, dass mit zunehmender Motordreh- zahl ab dem Punkt mit dem maximalen Drehmoment die Massenemission unnötig hoch ist.
Durch die Angleichung des Ladedruckes p über der Drehzahl n an den Drehmomentverlauf ergibt sich eine deutliche Verbesserung der Emissionsbelas- tung, sowohl an der Volllast, als auch mit sinkender Last bis zu jenem Punkt A in Fig. 4, an dem der natürliche Ladedruck des Abgasturboladers bei geschlossenem Abblaseventil nicht mehr über dem gewünschtem Ladedruck liegt.
Zwischen der Abgasleitung 7 und der Ladeluftleitung 5 ist eine Umblaseeinrich- tung 20 mit einer Umblasesteuerungseinrichtung 21 in einer Umblaseleitung 22 vorgesehen. Über diese Umblasevorrichtung 20 kann verdichtete Ladeluft von der Ladeluftleitung 5 zur Abgasleitung 7 gesteuert übergeleitet werden.
In den Fig. 2 und 3 ist die Umblasevorrichtung 20 in eine Abgasrückführvorrich- tung 30 integriert. Die Abgasrückführvorrichtung 30 weist eine in einer Abgas- rückführleitung 32 angeordnete Abgasrückführsteuerungseinrichtung 31 auf, welche aus einem Abgasrückführsteuerorgan 33 und einem Abgasrückschlagven- til 34 besteht. Die Abgasrückführleitung 32 mündet über eine Venturieinrichtung 35 in die Ladeluftleitung 5. Die Venturieinrichtung 35 ermöglicht eine Abgas- rückführung auch bei ungünstiger Druckdifferenz zwischen der Abgasleitung 7 und der Ladeluftleitung 4. Schaltungsmässig parallel zur Abgasrückführsteue- rungseinrichtung 31 ist die Umblasesteuerungseinrichtung 21 vorgesehen, wel- che ein Umblasesteuerungsventil 23 und ein Umblaserückschlagventil 24 bein- haltet.
Das Abgasrückschlagventil 34 und das Umblaserückschlagventil 24 sind antiparallel zueinander angeordnet, wobei das Abgasrückschlagventil 34 in Rich- tung der Ladeluftleitung 5 und das Umblaserückschlagventil 24 in Richtung der Abgasleitung 7 öffnet. Stromabwärts der Umblasesteuerungseinrichtung 21 bzw.
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stromaufwärts der Abgasrückführsteuerungseinrichtung 31 ist in einer gemein- samen Leitung 40 ein Kühler 41 aneordnet.
Da die Umblaseeffekte allein aufgrund der Fördercharakteristik des Abgasturbo- laders 4 selbsttätig im gewünschten Betriebsbereich eintreten, kann auf eine komplizierte Steuerung verzichtet werden. Die über Leitungen 23a und 33a mit der Steuereinheit 16 verbundenen Schaltventile 23 und 33 dienen lediglich dazu, um eine ungewünschte Beeinflussung der Abgasrückführung durch die Umbla- sung zu verhindern. Gegebenenfalls können die Schaltventile 23 und 33 auch durch ein Dreiwegventil 42 ersetzt werden, welches zwischen Abgasrückführung und Umblasung umschaltet. Diese Variante ist durch strichlierte Linien in den Fig. 2 und 3 eingezeichnet.
Durch kombiniertes Umblasen mittels der Umblasevorrichtung 20 einerseits und Durchführen einer vollflexiblen Ladedruckregelung mittels des Abblaseventiles 9 andererseits kann bei Abnahme des Umgebungsluftdruckes verhindert werden, dass sichere Betriebsgrenzen im Verdichterkennfeld überschritten werden. Dies wird anhand des in Fig. 5 gezeigten Verdichterkennfeldes gezeigt. Dabei ist das Verdichtungsverhältnis P2/p1 des Verdichters 6 über dem Voiumenstrom v auf- getragen. nL bezeichnen konstante Laderdrehzahlen. nmot bezeichnet konstante Motordrehzahlen. Mit 1 sind Muschelkurven mit konstantem Wirkungsgrad be- zeichnet. Die strichlierte Linie PG stellt die Pumpgrenze des Verdichters dar.
Würde die Brennkraftmaschine von einem Betriebspunkt Ao mit einer Motordreh- zahl von beispielsweise 1000 U/min anfahren, würde bei Hochfahren des Ver- dichters 6 sehr rasch die Pumpgrenze PG im Punkt A1 erreicht werden. Durch das Umblasen bei niedrigen Motordrehzahlen verschiebt sich der Arbeitspunkt des Verdichters von Ao nach A2 im Kennfeld nach Rechts, wodurch er sich von der Pumpgrenze PG wegbewegt. Ohne weitere Massnahmen würde die Abnahme des Ladedruckes p vor dem Motor zu einer Leistungseinbusse führen. Um dies zu kompensieren wird eine vollflexible Ladedruckregelung durchgeführt, indem über das Abblaseventil 9 in Abhängigkeit der Motordrehzahl n und des Umgebungs- druckes vor der Turbine 8 so abgeblasen wird, dass der Ladedruck p dem ge- wünschten Verlauf über der Motordrehzahl n entspricht und weitgehend unab- hängig von der geodätischen Höhe ist.
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The invention relates to a method for operating an internal combustion engine, in particular a diesel internal combustion engine, with an exhaust gas turbocharger with a turbine part arranged in an exhaust gas line and a compressor part arranged in a charge air line, a blow-off valve being arranged upstream of the turbine part in the exhaust line, and with a blow-by device for the controlled transfer of compressed charge air from the charge air line to the exhaust line.
Furthermore, the invention relates to an internal combustion engine, in particular a diesel internal combustion engine, having an exhaust gas turbocharger with a turbine part arranged in an exhaust line and a compressor part arranged in the charge air line, a blow-off valve being arranged upstream of the turbine part in the exhaust line, and a blow-by device for controlled transfer of compressor charge air from the charge air line to the exhaust line.
It is known to direct a portion of the air compressed by the compressor around the internal combustion engine directly into the exhaust gas flow in front of the turbine in order to increase the efficiency of the exhaust gas turbocharger in certain operating ranges. The blow-off quantity can be variably adjusted according to the requirements in the engine map using a blow-off valve. DE 32 25 867 A1, for example, shows an internal combustion engine in which the outlet line and inlet line are connected to one another via such a blow-by line.
The volume flow through the compressor can be increased by inserting a blow-by line. The direct and desired consequence is moving away from the surge line of the compressor. This principle is applied to turbocharged Otto engines. However, relatively complex measures have to be taken for the operating state-dependent control so that the engine operating behavior and the driveability are not undesirably influenced, both in stationary and in transient operating states.
Blow-off valves - so-called waste gates - are increasingly being used in modern vehicle internal combustion engines, so that the boost pressure at full load does not increase excessively with increasing engine speed. This leads to an increase in the pressure upstream of the turbine above the pressure of the
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exhales after the compressor. In the lower engine speed range near full load, on the other hand, the boost pressure after the compressor is higher than the exhaust gas pressure upstream of the turbine.
To simplify the blow-by device, an internal combustion engine is proposed in DE 32 44 928 A1, in which the blow-off valve and blow-by valve are combined to form a combined device. However, a relatively complex control of the blow-by is also required here.
From AT 002 540 Ul an internal combustion engine with a blow-by device integrated in an exhaust gas recirculation device is known. A blow-around can be achieved in the simplest possible way.
Internal combustion engines with exhaust gas turbocharging are designed for a certain geodetic height. If the internal combustion engine is operated at different geodetic heights than the design height, the operating conditions for the exhaust gas turbocharger change, as a result of which its operating point is shifted in the operating characteristic map. The operating points of the exhaust gas turbocharger move in the direction of a higher boost pressure ratio with the altitude, ie with a decrease in the ambient air pressure. Depending on the basic design, safe operating limits would be exceeded if the output was not reduced beforehand. Overall, however, the boost pressure upstream of the internal combustion engine decreases with the height, as a result of which the air mass flow through the internal combustion engine and thus the excess air is negatively influenced.
The operating limits mentioned can be:
1.charger surge limit at low engine speeds,
2. Speed limit of the charger at nominal speed,
3. exhaust gas temperature in front of the turbine,
4. soot emission; Every engine manufacturer strives to raise the geodetic height up to which no reduction in performance is required as far as possible. The power of the internal combustion engine is usually reduced at altitudes above 1500 to 2000 meters above sea level. For a specific performance requirement, the user must therefore purchase a larger motor than would be necessary at lower heights.
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The object of the invention is to avoid this disadvantage and to reduce the height-related power reduction in the simplest possible manner or to move the power reduction to greater heights.
According to the invention, this takes place in that, in particular at low speeds, a controlled transfer of compressed charge air to the exhaust gas line is carried out via the blow-off device, and in that the boost pressure curve is adjusted to the torque curve of the internal combustion engine via the speed to the torque curve of the internal combustion engine, the actual boost pressure with a setpoint boost pressure curve stored in a control unit, compared with the speed, and from the comparison a correction signal is generated with which the relief valve is actuated directly or indirectly. The known technique of blow-by at lower engine speeds shifts the operating point of the compressor to the right in its characteristic map, causing it to move away from the surge limit.
The adjustment of the boost pressure curve to the geodetic height makes it possible to largely compensate for the otherwise occurring decrease in the boost pressure in front of the internal combustion engine, so that both the exhaust gas temperature and the soot emissions remain unaffected. It is preferably provided that the controlled transfer from compressed charge air to the exhaust gas line is carried out as a function of the ambient pressure. This makes it possible to move the power reduction to greater heights by combining the blow-by with a fully flexible charge pressure control without exceeding safe operating limits.
To carry out the method it is provided that the relief valve can be actuated as a function of the boost pressure, the boost pressure curve being adaptable to the torque curve of the internal combustion engine and preferably to the changed ambient pressure over the speed. The relief valve is preferably connected to the charge air line via an air line, the pressure in the air line being variable via a control valve which can be actuated by an electronic control unit as a function of the charge air pressure and the engine speed. The relief valve is actuated either directly, for example electromagnetically, or indirectly via an actuator. The actuator consists, for example, of a pneumatic box that draws its auxiliary energy from the boost pressure.
However, the auxiliary energy can also be obtained from a compressed air system of the vehicle, for example an air brake system, or it can be electrical. It is preferably provided that the blow-off valve is provided indirectly via an air line connected to the blow-off valve.
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preferably arranged between the charge air line and relief valve, and connected to the control unit control valve is actuated. The control valve is arranged, for example, between the charge air line and blow-off valve. Alternatively, it can also be provided that the control valve is arranged in a ventilation line connected to the air line.
If the compressed air is the auxiliary energy, the available pressure is modulated via the electrical control valve so that the actuator is moved according to the requirements. If an electric actuator is used as an actuator, it can be controlled directly by the engine electronics.
In a simple embodiment of the invention it is provided that the blow-around device is integrated in an exhaust gas recirculation device. The blow-off device advantageously has a blow-off control device, which is arranged in terms of circuitry parallel to an exhaust gas recirculation control device of the exhaust gas recirculation device. The blow-by control device consists of a blow-by control valve and a blow-by check valve opening in the direction of the exhaust pipe. The exhaust gas recirculation control device has an exhaust gas check valve, and preferably an exhaust gas recirculation control valve. Air blow check valve and exhaust gas check valve are arranged anti-parallel to each other.
The blow-around control valve and / or the exhaust gas recirculation control valve can be formed in a simple embodiment by a control flap. In addition to or instead of the control flap (s), it can be provided that a three-way valve is provided in the exhaust gas recirculation line or in a line common for exhaust gas recirculation and recirculation, which selectively activates the exhaust gas recirculation or recirculation.
The blow-by control device - viewed in the blow-by direction - is expediently arranged in front of an exhaust gas recirculation cooler.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 to 3 show schematic representations of internal combustion engines according to the invention in three different versions, FIG. 4 shows a diagram in which torque and boost pressure are plotted against the speed, and FIG. 5 shows a compressor map of the exhaust gas turbocharger.
1 to 3 schematically each show a diesel internal combustion engine 1 with an intake system 2 and an exhaust system 3, and an exhaust gas turbola.
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4. The exhaust gas turbocharger 4 has a compressor part 6 arranged in the charge air line 5 and a turbine part 8 arranged in the exhaust line 7.
A blow-off valve 9, which is actuated pneumatically via a can 10, is arranged upstream of the turbine part 8 in the exhaust gas line 7. When the can 10 is pressurized, the relief valve 9 is opened via a membrane 11 against a return spring 12. Exhaust gas is directed past the turbine part 8 by opening the relief valve 9.
The pressure cell 10 is connected to the charge air line 5 via an air line 13, a control valve 14 being arranged in the air line 13 (FIGS. 1 and 3). In the embodiment variant according to FIG. 1, a throttle 15 is provided between the control valve 14 and the charge air line 5. This control valve 14 can also be arranged as a one-way valve in a ventilation line 13c downstream of the throttle 15 (FIG. 2). A further advantageous arrangement of the control valve 14 in one-way form is possible by interchanging the positions of throttle 15 and one-way valve (FIG. 3). In this case, a particularly rapid system reaction for rapid boost pressure build-up in connection with a reduction in air consumption can be achieved, since the control valve 14 remains closed when no exhaust gas is blown off.
The control valve 14 is actuated via an electronic control unit 16. Via a pressure signal line 17, the electronic control unit 16 receives signals from a pressure sensor 17a via the charge air pressure p in the charge air line 5. Furthermore, the electronic control unit 16 is connected to a speed sensor 19 via a speed signal line 18 and receives data about the respective engine speed n ,
The setpoint boost pressure curve is stored in the electronic control unit 16 over the speed.
The electronic control unit 16 determines the desired value for the boost pressure ps from the current engine speed n. From the comparison of the target boost pressure ps with the actual boost pressure P received via the pressure signal line 17, the control unit 16 determines a correction signal s, which is fed to the control valve 14 as a manipulated variable, whereupon the control valve 14 opens accordingly. The relief valve 9 is opened by the charge air pressure p thus applied to the can 10 via the throttle 15. The charge air pressure p thus serves as auxiliary energy for the actuation of the relief valve 9. The available pressure is modulated via the electrical control valve 14 in such a way that the relief valve 9 is moved accordingly.
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Instead of the charge air pressure p via the air sub-line 13a, the auxiliary energy for the air line 13 can, however, also be obtained from the vehicle's air-brake system, as is arranged in FIGS. It is also conceivable that the relief valve 9 is moved via an electrical actuator. If an electric actuator is used as an actuator, it can be controlled directly by the engine electronics.
As can be seen in FIG. 4, the course of the boost pressure p over the speed n is largely adapted to the course of the torque M. For comparison, the constant course of the boost pressure pK is indicated by dashed lines, as was previously the case with known diesel internal combustion engines. In comparison to the invention, the constant boost pressure curve shown in dashed lines from a preset blow-off point A has the disadvantage that the mass emission is unnecessarily high with increasing engine speed from the point with the maximum torque.
The adjustment of the boost pressure p over the speed n to the torque curve results in a significant improvement in the emission load, both at full load and with decreasing load up to that point A in FIG. 4 at which the natural boost pressure of the exhaust gas turbocharger when the relief valve is closed, it is no longer above the desired boost pressure.
A blow-by device 20 with a blow-by control device 21 is provided in a blow-by line 22 between the exhaust gas line 7 and the charge air line 5. Compressed charge air can be transferred from the charge air line 5 to the exhaust gas line 7 in a controlled manner via this blow-off device 20.
2 and 3, the blow-around device 20 is integrated in an exhaust gas recirculation device 30. The exhaust gas recirculation device 30 has an exhaust gas recirculation control device 31 which is arranged in an exhaust gas recirculation line 32 and which consists of an exhaust gas recirculation control member 33 and an exhaust gas check valve 34. The exhaust gas recirculation line 32 opens into the charge air line 5 via a venturi device 35. The venturi device 35 enables exhaust gas recirculation even when the pressure difference between the exhaust gas line 7 and the charge air line 4 is unfavorable. In terms of circuitry, the blow-by control device 21 is provided in parallel with the exhaust gas recirculation control device 31 a blow-by control valve 23 and a blow-by check valve 24.
The exhaust gas check valve 34 and the blow-back check valve 24 are arranged antiparallel to one another, the exhaust gas check valve 34 opening in the direction of the charge air line 5 and the blow-back check valve 24 opening in the direction of the exhaust line 7. Downstream of the blow-by control device 21 or
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A cooler 41 is arranged upstream of the exhaust gas recirculation control device 31 in a common line 40.
Since the blow-off effects occur automatically in the desired operating range solely on the basis of the delivery characteristics of the exhaust gas turbocharger 4, complicated control can be dispensed with. The switching valves 23 and 33 connected to the control unit 16 via lines 23a and 33a only serve to prevent the exhaust gas recirculation from being undesirably influenced by the blow-by. Optionally, the switching valves 23 and 33 can also be replaced by a three-way valve 42 which switches between exhaust gas recirculation and blow-by. This variant is shown by dashed lines in FIGS. 2 and 3.
Combined blowing by means of the blowing device 20 on the one hand and carrying out a fully flexible boost pressure control by means of the relief valve 9 on the other hand can prevent safe operating limits in the compressor map from being exceeded when the ambient air pressure decreases. This is shown on the basis of the compressor map shown in FIG. 5. The compression ratio P2 / p1 of the compressor 6 is plotted against the volume flow v. nL denote constant supercharger speeds. nmot denotes constant engine speeds. 1 denotes shell curves with constant efficiency. The dashed line PG represents the surge line of the compressor.
If the internal combustion engine were to start from an operating point Ao with an engine speed of, for example, 1000 rpm, the pump limit PG would be reached very quickly at point A1 when the compressor 6 was started up. By blowing at low engine speeds, the operating point of the compressor shifts from Ao to A2 in the map to the right, causing it to move away from the surge limit PG. Without further measures, the decrease in the boost pressure p in front of the engine would lead to a loss of performance. To compensate for this, a fully flexible boost pressure control is carried out by blowing off via the relief valve 9 as a function of the engine speed n and the ambient pressure in front of the turbine 8 such that the boost pressure p corresponds to the desired profile over the engine speed n and largely independently - depends on the geodetic height.