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Die Erfindung betrifft eine Zweitakt-Brennkraftma- schine, mit mindestens einem Zylinder, mindestens einer Einlassöffnung bzw. Gruppe von Einlassöffnungen und zwei jeweils durch eine Nockenwelle gesteuerten Auslassventilen bzw. Gruppen von Auslassventilen pro Zylinder, welche die Strömungsverbindung zwischen Brennraum und jeweils einen ersten oder zweiten Abgasstrang herstellen, wobei die Steuerzeit des einem ersten Abgasstrang zugeordneten ersten Auslassventiles bzw. der ersten Gruppe von Auslassventilen in Abhängigkeit von Last und/oder Drehzahl der Brennkraftmaschine nach früh verstellbar ist, sowie mit einem Abgasturbolader zur Verdichtung der Ansaugluft.
Zweitakt-Brennkraftmaschinen, insbesondere Dieselbrennkraftmaschinen, werden aufgrund ihres günstigen Leistungsgewichtes sowie ihrer kompakten Bauweise wieder vermehrt in unterschiedlichsten Anwendungsgebieten eingesetzt. Um eine ähnliche Energieausbeute wie bei Viertakt-Motoren zu erhalten, muss beim Zweitakt-Motor die Abgasenergie zum Antrieb von Ladern, wie z. B. Turbolader oder ähnliche, zumindest zum Teil, ausgenützt werden.
Bei Aufladung eines Zweitakt-Motors durch einen Turbolader ist jedoch die Startwilligkeit und der Betrieb des Motors bei niedrigen Drehzahlen aufgrund der bei dieser Drehzahl zu geringen Förderung von Luft durch den Lader problematisch.
In der europäischen Patentanmeldung mit der Nummer EP-93890094. 1 wird eine Zweitakt-Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art vorgeschlagen, bei der die Steuerzeit zumindest eines Auslassventiles gegenüber der Steuerzeit eines anderen Auslassventiles des gleichen Zylinders'vorverstellt wird, wodurch das Ansprechverhalten des Turboladers verbessert werden kann. Dabei wird allerdings das gesamte Abgas über die Abgasturbine geleitet. Eine Anpassung der Abgasturbinendrehzahl auf unterschiedliche Motorbetriebszusttände ist nur sehr eingeschränkt möglich.
I Weiters ist aus der EP-PS 0 192 796 eine Brennkraftmaschine bekannt, bei der zur Erhöhung der Leistung des Abgasturboladers bei niedriger Last und/oder Drehzahl der Brennkraftmaschine der öffnungsbeginn nach Früh verstellt wird, sodass ein vorbestimmter Druck in der verdichteten Verbrennungs-
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luft nicht unterschritten wird. Die Regelung des öffnungsbe- ginnes erfolgt allerdings ausschliesslich in Abhängigkeit vom Ladedruck, sodass nicht alle Betriebspunkte des Motors bei unterschiedlicher Drehzahl erfasst werden können. Massnahmen zur Verbesserung des Ansprechverhaltens des Laders in der Startphase sind keine vorgesehen.
Weiters ist es bekannt, zur Verdichtung der Ansaugluft in Strömungsrichtung gesehen, nach dem Verdichterteil der Abgasturbine einen mechanisch durch die Kurbelwelle angetriebenen Verdichter anzuordnen, wobei die gesamte Ansaugluft sowohl den Turbolader als auch den mechanischen Lader durchströmt. Eine Beeinflussung der Aufladung in Abhängigkeit vom Motorbetriebszustand ist nur in unzureichendem Ausmass möglich.
Ferner ist es bekannt, die Abgasturbine mechanisch mit der Kurbelwelle zu koppeln, wobei die Turbinenwelle durch eine Freilaufkupplung ab einer gewissen Drehzahl vom mechanischen Antrieb getrennt wird. Dadurch kann besonders in niederen Drehzahl- und Lastbereichen die Aufladung und die Spülung des Brennraumes verbessert werden. Diese Lösung ist allerdings, insbesondere für kleinvolumige Dieselmotoren, wegen der nötigen zahlreichen mechanischen Teile meistens zu platzaufwändig.
Aufgabe der Erfindung ist, diese Nachteile zu vermeiden, und die Aufladung einer insbesonders kleinvolumigen Brennkraftmaschine derart zu verbessern, dass in allen Motoretriebsbereichen die Aufladung an die Erfordernisse angepasst und ein optimaler Wirkungsgrad erreicht werden kann.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass von den beiden Abgassträngen nur der erste über den Turbinenteil des Abgasturboladers geführt ist. Der zum ersten Abgasstrang führende Auslass wird dabei durch die vorverstellte Steuerzeit zuerst geöffnet, sodass zum Antrieb des Turboladers für kurze Zeit der gesamte Abgasdruck zur Verfügung steht. Nach öffnen des zweiten Auslasses kann das im Brennraum verleibende Abgas über den zweiten Abgasstrang, ohne durch eine Abgasturbine gehindert zu werden, gegebenenfalls über Katalysator und Schalldämpfer, ins Freie gelangen.
Dabei ist es vorteilhaft, wenn die Vorverstellung der Steuerzeiten des oder der ersten Auslassventile durch Verdrehen zumindest einer Nockenwelle oder zumindest eines Nockens der
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Nockenwelle von einer Normalposition für den optimalen Motorbetrieb bei Vollast in eine vorverstellte Position für den optimalen Motorbetrieb bei der jeweiligen Teillast und/oder Drehzahl stufenlos erfolgt. Durch die stufenlose Vorverstellbarkeit der ersten Auslassventile kann die an die Abgasturbine abzugebende Abgasenergie je nach den Erfordernissen, dosiert werden. Vorteilhafterweise kann dies dadurch erfolgen, dass zur Vorverstellung der Steuerzeiten an einer der Nockenwellen ein Phasenversteller vorgesehen ist, welcher in Abhängigkeit von Motorbetriebsparametern, wie Last, Temperatur und Drehzahl, durch eine elektronische Kontrolleinheit steuerbar ist.
Damit ist gewährleistet, dass die Turbine bei allen Betriebszuständen der Brennkraftmaschine ausreichend Energie bekommt, damit der Verdichter die für den Spülvorgang notwendige Luftmenge liefern kann. Dies wird besonders dann erreicht, wenn im Motorbetrieb das Maximum der Vorverstellung der Steuerzeit des ersten Auslassventiles bzw. der ersten Gruppe von Auslassventilen bei der jeweiligen Drehzahl im Teillastbereich zwischen einem Drittel bis zwei Drittel der Vollast liegt.
Zur weiteren Verbesserung des Ansprechverhaltens des Abgasturboladers kann zusätzlich ein die Ansaugluft verdichtender mechanischer Lader in der Ansaugleitung vorgesehen sein. In einer möglichen Ausführungsvariante ist der mechanische Lader zu dem Verdichterteil des Abgasturboladers parallel geschaltet, wobei in Strömungsrichtung unmittelbar nach dem mechanischen Lader und nach dem Verdichterteil des Abgasturboladers jeweils ein Rückschlagventil vorgesehen ist. Bei gewissen Motorbetriebszuständen, beispielsweise niedriger Drehzahl und/oder Teillast, erfolgt die Aufladung überwiegend über den mechanischen Lader.
In Bereichen höherer Last und/oder Drehzahl, wird die Nockenwelle des ersten Auslasses nach Früh verstellt und damit ein höheres Druckniveau vom Zylinder auf die Turbine gebracht, wodurch der Verdichterteil des Turboladers Ansaugluft mit höherem Druck liefert, als der mechanische Lader. Sobald sich das dem mechanischen Lader nachgeschaltete Rückschlagventil schliesst, erfolgt die Aufladung ausschliesslich durch den Abgasturbolader.
In einer bevorzugten Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass der mechanische Lader dem Verdichterteil des Ab-
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gasturboladers vorgeschaltet ist, wobei in einer den mechanischen Lader umgehenden Bypassleitung ein Rückschlagventil angeordnet ist. Im Gegensatz zu dem parallel geschalteten mechanischen Lader benötigt diese einfache Anordnung nur ein Rückschlagventil. Der Luftstrom aus dem mechanisch angetriebenen Lader kann über das Verdichterrad die Turboladerwelle antreiben, wodurch bereits ein niederer Druckzustand im ersten Abgasstrang vorherrscht, auch wenn die Steuerzeit des ersten Auslasses noch nicht vorverstellt ist. Dadurch wird die Zylinderentleerung unterstützt.
Sobald beispielsweise bei höherer Last und/oder Drehzahl die Nockenwelle des ersten Auslasses nach Früh verstellt wird, übernimmt allmählich der Turbolader die Aufladung des Motors, sodass der mechanische Lader stillgelegt werden kann.
Die Stillegung des mechanischen Laders kann in vor- teilhafter Weise dadurch erreicht werden, dass der mechanische Lader elektromagnetisch vom Antrieb abkoppelbar ist. Zum Antrieb des mechanischen Laders muss somit nur Energie aufgebracht werden, wenn dieser zur Aufrechterhaltung eines optimalen Motorbetriebes notwendig ist.
Zur Erzielung eines guten Füllungsgrades ist es weiters vorteilhaft, wenn stromabwärts des oder der Lader ein Ladeluftkühler angeordnet ist.
In einer äusserst vorteilhaften Ausführungsvariante der Erfindung sind insgesamt vier Auslassventile vorgesehen, welche paarweise von zwei Nockenwellen betätigbar und symmetrisch um die Position einer Einspritzdüse angeordnet sind.
Diese Ausführungsvariante zeichnet sich durch beste Spülergebnisse (Längsspülung) und gute Einspritzbedingungen durch die zentral angeordnete Einspritzdüse aus. Durch den grossen Auslassquerschnitt der vier Auslassventile wird ein rascher Ladungswechsel gewährleistet, wobei jeweils zwei Auslasskanäle in einen Abgasstrang münden.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 eine erfindungsgemässe Brennkraftmaschine in schematischer Darstellung, Fig. 2 und 3 weitere vorteilhafte Ausführungsvarianten der Erfindung, Fig. 4 und 5 Ventilhubdiagramme in Abhängigkeit des Kurbelwinkels, sowie Fig. 6 ein Last/Drehzahlkennfeld mit eingezeichneten Bereichen der Steuerzeit-Vorverstellung.
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Funktionsgleiche Teile sind mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
Die in Fig. 1 dargestellte Zweitakt-Brennkraftma- schine, beispielsweise eine Dieselbrennkraftmaschine, weist einen Zylinder l mit vom Kolben 2 gesteuerten Einlassschlit- zen 3 auf. Im Zylinderkopf 4 sind vier Auslassventile (zwei davon sichtbar) zu zwei Untergruppen mit jeweils zwei ersten Auslassventilen 5a und zwei zweiten Auslassventilen Sb zusammengefasst, welche jeweils von einer Nockenwelle 6a und 6b betätigbar sind. Die ersten 5a und zweiten Auslassventile Sb geben jeweils einen Strömungsweg zu einem ersten Abgasstrang 7a und einen zweiten Abgasstrang 7b frei, wobei im ersten Abgasstrang 7a der Turbinenteil 8'eines Abgasturboladers 8 angeordnet ist, welcher den in der Ansaugleitung 9 angeordneten Verdichterteil 8" antreibt.
Dem Verdichterteil 8" ist in der Ansaugleitung 9 ein Ladeluftkühler 10 nachgeschaltet. Mit 11 ist der Luftfilter am Beginn der Ansaugleitung bezeichnet.
Zur Verstellung der Steuerzeiten der ersten Auslassventile 5a ist an der Nockenwelle 6a ein Phasenversteller 12 vorgesehen, welcher über die Signalleitung 12a durch eine elektronische Kontrolleinheit 13 gesteuert wird. Die Kontrolleinheit 13 empfängt über verschiedene Sensoren, wie den Phasensensor 14 der Nockenwelle 6a, den Phasen bzw. Drehzahlsensor 15 der Kurbelwelle 20, den Lastsensor 16 an der Einspritzpumpe 19, sowie den Temperaturfühler 17 Daten über den Motorbetriebszustand. Die Signalleitungen zwischen den Sensoren und der Kontrolleinheit 13 sind mit den Bezugszeichen 14a, 15a, 16a und 17a bezeichnet. Durch die strichpunktierte Linie ist die Einspritzleitung 18a zwischen Einspritzpumpe 19 und Einspritzdüse 18 angedeutet.
In Fig. 2 ist dem Verdichterteil 8" des Abgasturboladers 8 ein mechanischer Lader 21 parallel geschaltet, wobei nach dem Verdichterteil 8" des Abgasturboladers 8 und nach dem mechanischen Lader 21 jeweils ein-Rückschlagventil 22 bzw. 23 angeordnet ist. Wird die Nockenwelle 6a durch den Phasenversteller 12 nach Früh verstellt, kann ein höheres Druckniveau vom Zylinder 1 auf den Turbinenteil 8'des Abgasturboladers 8 gebracht werden, wodurch der Verdichterteil 8" Luft mit höherem Druck als der mechanische Lader 21 liefert. Dabei wird das Rückschlagventil 23 geschlossen. über eine elektromagnetische
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Kupplung 21a kann der mechanische Lader 21 vom Motor abgekoppelt werden, der Motor fährt somit nur im Abgsturbobetrieb.
In der in Fig. 3 dargestellten Ausführungsvariante ist der mechanische Lader 21 dem Verdichterteil 8" des Abgasturboladers 8 vorgeschaltet. In einer, den mechanischen Lader 21 umgehenden Bypassleitung 24 ist ein Rückschlagventil 25 vorgesehen. Bei niedriger Drehzahl des Abgasturboladers 8 kann der Luftstrom aus dem mechanischen Lader 21 bereits über den Verdichterteil 8" den Turbinenteil 8'des Abgasturboladers 8 antreiben, wodurch bereits ein niederer Druckzustand im ersten Abgasstrang 7a vorherrscht, wenn auch die Nockenwelle 6a noch nicht verdreht ist. Dadurch wird die Entleerung des Zylinders 1 unterstützt.
Sobald bei höherer Last und/oder Drehzahl die Nockenwelle 6a nach früh verstellt wird, übernimmt all- mählich der Abgasturbolader 8 die Aufladung, sodass der mechanische Lader 21 mittels der elektromagnetischen Kupplung 21a vom Antrieb abgekoppelt werden kann. Mit 26 sind Antriebsriemen für die Einspritzpumpe 19 und die Nockenwellen 6a, 6b bezeichnet.
Fig. 4 zeigt die Ventilerhebungskurven 5a'und 5b' der ersten und zweiten Auslassventile 5a bzw. 5b ohne Vorverstellung des ersten Auslassventiles 5a. In Fig. 5 dagegen sind die Ventilerhebungskurven 5a"und 5b"der ersten und zweiten Auslassventile 5a bzw. Sb mit einer Vorverstellung Sc des ersten Auslassventiles 5a gegenüber dem zweiten Auslassventil 5b von beispielsweise 150 Kurbelwinkel dargestellt.
Im in Fig. 6 ersichtlichen Beispiel eines Kennfeldes einer Zweitakt-Brennkraftmaschine ist für jede Last L und Drehzahl n die zugehörige Vorverstellung der Steuerzeit des Auslassventiles dargestellt. Die eingezeichneten Muschelkurven symbolisieren die Bereiche der Vorverstellung. niolo entspricht der Nenndrehzahl, nso der halben Nenndrehzahl und ni¯ der Leerlaufdrehzahl.
Im Kennfeld ist weiters der Vollastbereich mit Loo, sowie die Teillastbereiche bei 30%, 50% bzw. 75% der Vollast Loo mif Lso, Lso bzw. L7s bezeichnet. Der Bereich A bezieht sich auf eine Standard-Steuerzeit, beispielsweise bei Vollast Lico und Nenndrehzahl niolo, Bereich B deutet eine bis etwa 150 Kurbelwinkel gegenüber der Standardsteuerzeit, Be-
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reich C eine zwischen etwa 150 und etwa 200 Kurbelwinkel vorverstellte Steuerzeit an.
Im Bereich D ist die Steuerzeit zwischen etwa 20 und etwa 250 Kurbelwinkel vorverstellt. Um jeden Motorbetriebspunkt abdecken zu können, sind stetige Bereichsübergänge, sowie ein kontinuierliches Ansteigen der Vorverstellung innerhalb eines Bereiches vorteilhaft.
Wie in Fig. 6 gezeigt, liegt das Maximum der Vorverstellung bei der jeweiligen Drehzahl, durch die strichpunktiert eingezeichnete Linie m verdeutlicht, innerhalb eines strichliert angedeuteten Streubereiches S von etwa z30 Kurbelwinkel im Bereich der halben Vollast.
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The invention relates to a two-stroke internal combustion engine, with at least one cylinder, at least one intake opening or group of intake openings and two exhaust valves or groups of exhaust valves per cylinder, each controlled by a camshaft, which connect the flow between the combustion chamber and a first or second one Produce the exhaust system, the control time of the first exhaust system assigned to a first exhaust system or the first group of exhaust valves depending on the load and / or speed of the internal combustion engine being adjustable at an early stage, and with an exhaust gas turbocharger for compressing the intake air.
Two-stroke internal combustion engines, in particular diesel internal combustion engines, are increasingly being used in a wide variety of fields of application due to their favorable power-to-weight ratio and their compact design. In order to obtain a similar energy yield as with four-stroke engines, the exhaust gas energy for driving chargers, such as. B. turbocharger or the like, at least in part, are used.
When a two-stroke engine is charged by a turbocharger, however, the willingness to start and the operation of the engine at low engine speeds are problematic due to the fact that the air does not deliver enough air through the charger at this engine speed.
In European patent application number EP-93890094. 1, a two-stroke internal combustion engine of the type mentioned in the introduction is proposed, in which the control time of at least one exhaust valve is preset in relation to the control time of another exhaust valve of the same cylinder, as a result of which the response behavior of the turbocharger can be improved. However, all of the exhaust gas is conducted via the exhaust gas turbine. An adaptation of the exhaust gas turbine speed to different engine operating states is only possible to a very limited extent.
Furthermore, an internal combustion engine is known from EP-PS 0 192 796, in which, in order to increase the power of the exhaust gas turbocharger at low load and / or engine speed, the start of opening is adjusted to early, so that a predetermined pressure in the compressed combustion
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air is not undercut. However, the start of the opening is regulated exclusively as a function of the boost pressure, so that not all operating points of the engine can be recorded at different speeds. No measures are planned to improve the response behavior of the loader in the starting phase.
Furthermore, to compress the intake air in the direction of flow, it is known to arrange a compressor mechanically driven by the crankshaft after the compressor part of the exhaust gas turbine, the entire intake air flowing through both the turbocharger and the mechanical charger. Influencing the charge as a function of the engine operating state is only possible to an insufficient extent.
Furthermore, it is known to mechanically couple the exhaust gas turbine to the crankshaft, the turbine shaft being separated from the mechanical drive by a one-way clutch from a certain speed. As a result, the charging and purging of the combustion chamber can be improved, especially in low speed and load ranges. However, this solution is mostly too space-consuming, especially for small-volume diesel engines, because of the numerous mechanical parts required.
The object of the invention is to avoid these disadvantages and to improve the charging of a particularly small-volume internal combustion engine in such a way that the charging can be adapted to the requirements in all engine operating areas and optimum efficiency can be achieved.
According to the invention, this is achieved in that only the first of the two exhaust lines is guided over the turbine part of the exhaust gas turbocharger. The outlet leading to the first exhaust line is opened first by the preset control time, so that the entire exhaust pressure is available for driving the turbocharger for a short time. After opening the second outlet, the exhaust gas remaining in the combustion chamber can be released via the second exhaust line without being hindered by an exhaust gas turbine, possibly via a catalytic converter and a silencer.
It is advantageous if the pre-adjustment of the timing of the first exhaust valve or valves by turning at least one camshaft or at least one cam of the
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Camshaft takes place continuously from a normal position for optimal engine operation at full load to a pre-adjusted position for optimal engine operation at the respective partial load and / or speed. Due to the infinitely variable pre-adjustment of the first exhaust valves, the exhaust gas energy to be delivered to the exhaust gas turbine can be metered depending on the requirements. This can advantageously take place in that a phase adjuster is provided on one of the camshafts for the pre-adjustment of the control times and can be controlled by an electronic control unit as a function of engine operating parameters such as load, temperature and speed.
This ensures that the turbine receives sufficient energy in all operating states of the internal combustion engine so that the compressor can deliver the amount of air required for the purging process. This is achieved in particular when the maximum of the pre-adjustment of the timing of the first exhaust valve or the first group of exhaust valves at the respective speed in the partial load range is between one third and two thirds of the full load.
To further improve the response behavior of the exhaust gas turbocharger, a mechanical charger that compresses the intake air can additionally be provided in the intake line. In one possible embodiment variant, the mechanical supercharger is connected in parallel to the compressor part of the exhaust gas turbocharger, a check valve being provided in the flow direction immediately after the mechanical supercharger and after the compressor part of the exhaust gas turbocharger. In certain engine operating conditions, for example low speed and / or partial load, the charge is predominantly carried out via the mechanical supercharger.
In areas of higher load and / or speed, the camshaft of the first outlet is adjusted early and thus a higher pressure level is brought from the cylinder to the turbine, as a result of which the compressor part of the turbocharger delivers intake air at a higher pressure than the mechanical supercharger. As soon as the non-return valve downstream of the mechanical charger closes, the turbocharger is used for charging only.
In a preferred embodiment variant it is provided that the mechanical supercharger is the compressor part of the
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is connected upstream of the gas turbocharger, a check valve being arranged in a bypass line that bypasses the mechanical charger. In contrast to the mechanical charger connected in parallel, this simple arrangement only requires a check valve. The air flow from the mechanically driven supercharger can drive the turbocharger shaft via the compressor wheel, as a result of which a low pressure state already prevails in the first exhaust line, even if the timing of the first outlet has not yet been advanced. This supports cylinder evacuation.
As soon as, for example, the camshaft of the first exhaust is adjusted early at a higher load and / or speed, the turbocharger gradually takes over the charging of the engine so that the mechanical supercharger can be shut down.
The mechanical charger can be shut down in an advantageous manner in that the mechanical charger can be electromagnetically decoupled from the drive. To drive the mechanical supercharger, energy only has to be applied if it is necessary to maintain optimal engine operation.
In order to achieve a good degree of filling, it is also advantageous if a charge air cooler is arranged downstream of the loader or loaders.
In an extremely advantageous embodiment variant of the invention, a total of four exhaust valves are provided, which can be actuated in pairs by two camshafts and are arranged symmetrically around the position of an injection nozzle.
This variant is characterized by the best flushing results (longitudinal flushing) and good injection conditions thanks to the centrally arranged injection nozzle. The large outlet cross-section of the four outlet valves ensures rapid charge change, with two outlet channels opening into one exhaust line.
The invention is explained in more detail below on the basis of exemplary embodiments. 1 shows an internal combustion engine according to the invention in a schematic illustration, FIGS. 2 and 3 show further advantageous embodiment variants of the invention, FIGS. 4 and 5 valve stroke diagrams as a function of the crank angle, and FIG. 6 shows a load / speed map with drawn areas of the timing advance.
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Functionally identical parts are provided with the same reference symbols.
The two-stroke internal combustion engine shown in FIG. 1, for example a diesel internal combustion engine, has a cylinder 1 with inlet slots 3 controlled by the piston 2. In the cylinder head 4, four exhaust valves (two of which are visible) are combined to form two subgroups, each with two first exhaust valves 5a and two second exhaust valves Sb, each of which can be actuated by a camshaft 6a and 6b. The first 5a and second exhaust valves Sb each open a flow path to a first exhaust line 7a and a second exhaust line 7b, the turbine part 8 ′ of an exhaust gas turbocharger 8 which drives the compressor part 8 ″ arranged in the intake line 9 being arranged in the first exhaust line 7a.
A charge air cooler 10 is connected downstream of the compressor part 8 ″ in the intake line 9. The air filter at the beginning of the intake line is designated by 11.
To adjust the timing of the first exhaust valves 5a, a phase adjuster 12 is provided on the camshaft 6a, which is controlled by an electronic control unit 13 via the signal line 12a. The control unit 13 receives data about the engine operating state via various sensors, such as the phase sensor 14 of the camshaft 6a, the phase or speed sensor 15 of the crankshaft 20, the load sensor 16 on the injection pump 19, and the temperature sensor 17. The signal lines between the sensors and the control unit 13 are identified by the reference numerals 14a, 15a, 16a and 17a. The dash-dotted line indicates the injection line 18a between the injection pump 19 and the injection nozzle 18.
2, a mechanical supercharger 21 is connected in parallel to the compressor part 8 "of the exhaust gas turbocharger 8, a check valve 22 or 23 being arranged after the compressor part 8" of the exhaust gas turbocharger 8 and after the mechanical supercharger 21. If the camshaft 6a is adjusted early by the phase adjuster 12, a higher pressure level can be brought from the cylinder 1 to the turbine part 8 ′ of the exhaust gas turbocharger 8, as a result of which the compressor part 8 ″ supplies air at a higher pressure than the mechanical supercharger 21 23 closed via an electromagnetic
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Coupling 21a, the mechanical supercharger 21 can be uncoupled from the engine, so the engine only runs in exhaust gas turbine mode.
3, the mechanical supercharger 21 is connected upstream of the compressor part 8 "of the exhaust gas turbocharger 8. In a bypass line 24 which bypasses the mechanical supercharger 21, a check valve 25 is provided. At low speed of the exhaust gas turbocharger 8, the air flow can be extracted from the mechanical Charger 21 already drives the turbine part 8 ′ of the exhaust gas turbocharger 8 via the compressor part 8 ″, as a result of which a low pressure state already prevails in the first exhaust line 7a, even though the camshaft 6a has not yet been rotated. This supports the emptying of the cylinder 1.
As soon as the camshaft 6a is adjusted early at a higher load and / or speed, the exhaust gas turbocharger 8 gradually takes over, so that the mechanical supercharger 21 can be decoupled from the drive by means of the electromagnetic clutch 21a. With 26 drive belts for the injection pump 19 and the camshafts 6a, 6b are designated.
4 shows the valve lift curves 5a 'and 5b' of the first and second exhaust valves 5a and 5b without advancing the first exhaust valve 5a. 5 shows the valve lift curves 5a "and 5b" of the first and second exhaust valves 5a and Sb with a pre-adjustment Sc of the first exhaust valve 5a with respect to the second exhaust valve 5b of, for example, 150 crank angles.
In the example of a characteristic diagram of a two-stroke internal combustion engine shown in FIG. 6, the associated advance of the control time of the exhaust valve is shown for each load L and speed n. The drawn shell curves symbolize the areas of the advance. niolo corresponds to the nominal speed, nso to half the nominal speed and ni¯ to the idling speed.
The full load range is also designated Loo in the map, and the partial load ranges 30%, 50% and 75% of the full load Loo mif Lso, Lso and L7s. Area A refers to a standard control time, for example at full load Lico and nominal speed niolo, area B indicates a crank angle of up to approximately 150 compared to the standard control time.
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C gives a control time that is pre-adjusted between about 150 and about 200 crank angles.
In area D, the control time is pre-adjusted between approximately 20 and approximately 250 crank angles. In order to be able to cover every engine operating point, continuous area transitions and a continuous increase in the advance within an area are advantageous.
As shown in FIG. 6, the maximum of the pre-adjustment at the respective rotational speed, indicated by the dashed line m, lies within a scattering range S indicated by dashed lines of approximately z30 crank angle in the range of half the full load.
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