BRPI0410367B1 - A diesel turbo charge piston motor and method for controlling a single motor - Google Patents

Description

" MOTOR A PISTÃO DO TIPO DIESEL TURBO CHARGE E MÉTODO PARA 0 CONTROLE DE UM TAL MOTOR " CAMPO TÉCNICO DA PRESENTE INVENÇÃO A presente invenção se refere a ura método para o controle de um motor a pistão, em concordância com o preâmbulo da reivindicação de patente independente 1 posteriormente.

Mais especifícamente, a presente invenção se refere a um método para o controle de um motor de combustão interna do tipo díesel turbo charge (turbo alimentado) no qual combustível é injetado diretamente para as câmaras de combustão para ignição. A presente invenção adicionalmente se refere a um motor a pistão do tipo diesel turbo charge (turbo alimentado), em concordância com o preâmbulo da reivindicação de patente independente 22 posteriormente.

PANORAMA DO ESTADO DA TÉCNICA DA PRESENTE INVENÇÃO

Em um motor a diesel de injeção direta padrão (standard) para veículos comerciais (de transporte de mercadorias) pesados, isto é, um motor a diesel com uma capacidade cúbica entre 0,5 litro e 4 litros por cilindro, o motor é controlado para uma combustão em uma pressão de cilindro máxima quantificando para cerca de 180 bar em 22 bar BMEP. Em um tal motor, o combustível é injetado diretamente para as câmaras de combustão em cerca de 30 graus de ângulo de manivela quando o motor de combustão interna está sob carga máxima. Em carga máxima, a injeção é usualmente iniciada em 10 graus - 15 graus antes do ponto morto superior e contínua subindo até para cerca de 15 graus - 20 graus depois do ponto morto dependendo do ponto de operação do motor. Um motor de combustão interna convencional do referido tipo é montado com um sistema turbo possuindo uma eficiência de mapa turbo quantificando para cerca de 55 % - 60 %. A pressão de carga máxima a partir do sistema turbo quantifica para cerca de 330 kPa de pressão absoluta. Os motores a díesel convencionais do tipo anteriormente estabelecido possuem uma eficiência térmica quantificando para cerca de 45 % - 46 % no máximo. Por eficiência térmica se quer significar aquela parte do conteúdo de energia do combustível que é liberada durante a combustão que o motor tem a capacidade de converter em trabalho mecânico útil.

Para a eficiência de mapa turbo (tlturbo), a seguinte relâÇãO é válida; (Ϊ] turbo = Tjcompressor * η turbina * Tjmecânica) r Onde ^compressor) é a eficiência do estágio de compressor, (ilturbina) é a eficiência do estágio de turbina e (Mecânica) é a eficiência da transmissão de força entre a turbina e o compressor. As respectivas eficiências para o estágio de compressor e para o estágio de turbina são extraídas (retiradas) a partir de gráficos produzidos pela testagem, alternativamente pelo cálculo, com um fluxo não pulsante sobre o componente. Por eficiência de mapa turbo se quer significar aquela eficiência obtida pela multiplicação juntamente dos valores de eficiência para o estágio de turbina e para o estágio de compressor, extraídos a partir de tais gráficos, para os pontos de operação sob os quais o dispositivo é tracionado, e multiplicação do resultado pela eficiência mecânica relevante.

Em anos recentes, regulamentações institucionais pertencentes para emissões a partir de motores a díesel, especialmente se referindo para descargas de compostos de óxidos de nitrogênio (NOx) e partículas, têm sido tornadas mais restritas (mais rigorosas). A quantidade de substâncias de óxidos de nitrogênio (NOx) que é formada quando combustível entra em combustão em um cilindro é dependente da temperatura neste cilindro e da duração da combustão. A temperatura mais alta conduz para uma parte maior do nitrogênio no ar sendo convertido em óxidos de nitrogênio (NOx). Uma maneira de reduzir a quantidade de óxido de nitrogênio formado é reduzir a temperatura em combustão. Reduzindo-se a temperatura em combustão, entretanto, se leva à criação de problemas. Em determinadas condições de operação, a quantidade de partículas de fuligem aumenta, o que pode resultar em um motor, por esta razão, não atendendo regulamentação vitoriosa sob a legislação de emissões prevalecente. Além do mais, a eficiência térmica do motor de combustão interna pode ) diminuir quando a temperatura cai. Os óxidos de nitrogênio (NOx) formados durante a combustão podem ser reduzidos, entretanto, e portanto, reconvertidos em nitrogênio pelo pós-tratamento dos gases de exaustão em câmaras de reação catalítica localizadas na tubulação de exaustão. A presença 5 de câmaras de reação catalítica eleva, entretanto, a pressão de retorno de gás de exaustão. Uma pressão de retorno de gás de exaustão aumentada provoca uma queda na eficiência térmica do motor de combustão interna. Adicionalmente, as demandas para descargas reduzidas de 0 partículas de fuligem pode necessitar da utilização de assim chamadas armadilhas de partículas, devendo o motor de combustão interna, em determinados pontos de operação, gerar quantidades de partículas excessivas, de maneira a assim satisfazer as regulamentações de emissões prevalecentes. As armadilhas de partículas têm determinado geração para pressão de retorno de gás de exaustão aumentada, e portanto, eficiência térmica mais baixa para o motor de combustão interna.

Um problema enfrentado pelos manufaturadores de motores de combustão interna sobre os quais as regulamentações institucionais estão impostas com respeito para os níveis de emissões máximas permitidas de partículas de fuligem e de compostos de óxidos de nitrogênio (NOx) se fundamenta no fato de que os níveis de emissões máximas permitidas estão sendo constantemente diminuídos. As demandas para níveis de emissões reduzidas significam, primordialmente, que o motor não pode ser otimizado para baixo consumo de combustível e, secundariamente, que equipamento periférico de redução de emissões é requisitado para isso, o que contribui para reduzir a eficiência térmica do motor de combustão interna.

OBJETIVO DA PRESENTE INVENÇÃO É, conseqüentemente, o objetivo da presente invenção proporcionar um método para o controle de um motor de combustão interna, pelo qual a eficiência térmica do referido motor de combustão interna pode ser aumentada, enquanto que as regulamentações que se referem para as emissões de oxido de nitrogênio e de partícula de fuligem ) continuam a ser mantidas.

Este objetivo é conseguido em virtude de um método em concordância com a parte caracterizante da reivindicação de patente independente 1 posteriormente.

Este objetivo é conseguido em virtude do fato de que o turbo de baixa pressão e o turbo de alta pressão montados para o motor de combustão interna possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 60 %, e de que o mecanismo de controle de válvulas de troca de gás está configurado para proporcionar pelo menos uma primeira faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 15 bar BMEP, em que a eficiência volumétrica dentro da referida primeira faixa de operação é menor do que 70 %. O efeito de um tal mecanismo de controle está explicado em maiores detalhes posteriormente.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, as válvulas de troca de gás montadas para a referida câmara de combustão estão controladas de maneira a, dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga entre 5 bar BMEP e 30 bar BMEP e para velocidades médias de pistão entre 5 m/s e 7,5 m/s, para proporcionar uma eficiência volumétrica de gás menor do que 85 %. Por válvulas de troca de gás se quer significar as válvulas de admissão e as válvulas de exaustão. O controle é efetuado pela mudança do tempo de abertura e do tempo de fechamento das válvulas de troca de gás em relação para o respectivo tempo de abertura e o respectivo tempo de fechamento normalmente dispostos para o referido motor de combustão interna, tempo de abertura e tempo de fechamento que está disposto para determinar que o referido motor de combustão interna tenha a mais alta eficiência volumétrica de gás possível. Um motor no qual as válvulas de admissão estão controladas de maneira a proporcionar eficiência volumétrica de gás mais baixa é usualmente referido como um motor de Míller. 0 conceito do motor de Miller foi introduzido na patente norte americana número US 2.670.595. Em concordância com uma concretização adicional da presente invenção, a eficiência volumétrica varia em dependência da carga sobre o referido motor de combustão interna e da velocidade média de pistão do referido motor de combustão interna. A eficiência volumétrica é possibilitada variar entre 45 % e 85 % em concordância com aquilo que está evidenciado a partir da Figura 1. Em concordância com uma variação desta concretização da presente invenção, as válvulas de admissão estão fechadas precipitadamente de maneira a proporcionar eficiência volumétrica de gás baixa. Em um motor padrão (standard) moderno, o fechamento de uma válvula de admissão acontece era uma liberação de válvula de zero grau de ângulo de manivela até 56 graus de ângulo de manivela depois do ponto morto inferior. 0 efeito disto é o de que a eficiência volumétrica de gás normalmente quantifica para pelo menos 90 %. Em concordância com a presente invenção, > onde um perfil de excêntrico fixo é utilizado, os tempos de fechamento da válvula de admissão (em liberação de válvula zero grau de ângulo de manivela) diminuem para 30 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior em carga alta e r.p.m. alta sendo utilizadas. É também possível se ) lançar mão de válvulas de admissão eletromecanicamente controladas e/ou de válvulas de exaustão eletromecanicamente controladas. 0 processo de abertura e o processo de fechamento, respectivamente, usualmente prossegue mais rapidamente com válvula de controle eletromecânica do que se um eixo de comando convencional for utilizado. Isto significa que os tempos de abertura e os tempos de fechamento têm que ser deslocados relativamente para a utilização de uma válvula acionada por eixo de comando convencional. Os tempos de abertura e os tempos de fechamento para as válvulas eletromecanicamente controladas são ajustados neste caso de maneira a obter a densidade de carga desejada ou a eficiência volumétrica de gás desejada nas câmaras de cilindro.

Por eficiência volumétrica de gás se quer significar a proporção entre a quantidade de gás suprido e a capacidade cúbica da câmara de combustão. Devendo a recirculação de gás de exaustão, (EGR), ser utilizada, a quantidade de gás suprido compreende a soma da quantidade de gás suprido e da quantidade de ar suprido. Não devendo a recirculação de gás de exaustão, (EGR), ser utilizada, a quantidade meramente compreende a quantidade de ar suprido.

Em um motor de combustão interna equipado com uma ou mais unidades turbo, o motor de combustão interna pode ser controlado de maneira a priorizar a efetividade do processo de combustão nos cilindros ou priorizar o processo de turbina de gás para o sistema turbo através de otimização da eficiência volumétrica de gás do motor ou otimização entre o processo de combustão e o processo de turbina de gás, respectivamente. A efetividade do processo de combustão nos cilindros é aperfeiçoada pela otimização da quantidade de gás (o que afeta as perdas parasíticas na forma de fricção, de transferência de calor e de trabalho de troca de gás) que é suprido para o processo de combustão. A quantidade de gás é controlada através da eficiência volumétrica de gás (na concretização ilustrativa, pela variação do ponto de fechamento para a válvula de admissão). 0 processo de turbina de gás é também promovido pelo controle do fluxo de gás através do motor. A escolha otimizada de eficiência volumétrica de gás para um determinado ponto de operação é tal que o processo de turbina de gás e o processo de combustão operam simultaneamente com alta eficiência de processo. A escolha otimizada de eficiência volumétrica de gás é altamente dependente da eficiência de processo do processo de turbina de gás. Quanto mais alta a eficiência de processo para o processo de turbina de gás, tanto mais baixa é a eficiência volumétrica de gás otimizada para um determinado ponto de operação. Com um processo de turbina de gás muito efetivo (uma eficiência de mapa turbo de pelo menos 70 % em um sistema de dois estágios em série com refrigeração intermediária e com pós-refrigeraçâo), a eficiência volumétrica de gás otimizada é demonstrada ser mais baixa do que 70 % para os pontos de operação importantes para um motor a díesel pesado.

Aquele do fluxo de gás através do motor que é importante para a eficiência térmica está mostrado evidenciadamente na Figura 2 e na Figura 3. Pela variação da eficiência volumétrica de gás entre pontos de operação, o excesso de ar tem capacidade de ser controlado. Para um motor de combustão interna possuindo uma disposição turbo dedicada, este é o caso para que exista uma determinada eficiência para o sistema turbo, para uma determinada proporção ar - combustível desejada, uma eficiência volumétrica que otimiza o motor em termos de eficiência térmica. Na Figura 2, a eficiência térmica está mostrada como uma função do fator de excesso de ar (Λ) para um sistema turbo compreendendo um primeiro, turbo de baixa pressão e um segundo, turbo de alta pressão disposto a jusante do referido turbo de baixa pressão, no qual o referido turbo de alta pressão e o referido turbo de baixa pressão formando o referido sistema turbo possuem uma eficiência quantificando para 50 %. Pode ser observado a partir da Figura 2 que a eficiência volumétrica não é significativa para a eficiência térmica para um fator de excesso de ar (λ) menor do que 1,8. Para fatores de excesso de ar maiores do que 1,8, isto é o caso em que uma eficiência volumétrica mais baixa produz uma eficiência térmica mais baixa para um determinado valor do fator de excesso de ar (λ).

Na Figura 3, a eficiência térmica está mostrada como uma função do fator de excesso de ar (X) para um sistema turbo compreendendo um primeiro, turbo de baixa pressão e um segundo, turbo de alta pressão disposto a jusante do referido de turbo baixa pressão, no qual os estágios turbo fazem o referido sistema turbo possuir uma eficiência quantificando para 70 %. Está evidenciado a partir desta Figura 3 que uma eficiência volumétrica mais baixa produz uma eficiência térmica mais alta para um determinado valor do fator de excesso de ar (A). 0 que significa dizer que i quando a eficiência de mapa turbo por estágio turbo está suf icientemente alta, isto é, em concordância com uma primeira concretização da presente invenção, a eficiência de mapa turbo é maior do que 60 %, em concordância com uma segunda concretização, preferida da presente invenção, a eficiência de mapa turbo é maior do que 65 % e em concordância com uma terceira concretização, adicionalmente preferida da presente invenção, a eficiência de mapa turbo é maior do que 70 %, e após isso a eficiência térmica aumenta com eficiência volumétrica reduzida. Pode ser adicionalmente observado a partir da Figura 3 que a eficiência térmica é relativamente constante para fatores de excesso de ar normais dentro da faixa de 1,7 - 2,1 em baixa eficiência volumétrica. Por outro lado, a eficiência térmica declina fortemente com a eficiência volumétrica aumentada. Preferivelmente, é assegurado que a eficiência volumétrica é menor do que 70 %, preferivelmente menor do que 60 %, em uma velocidade média de pistão de 6,25 m/s e em uma carga de motor quantificando para 26 Jbar BMEV.

As Figuras 4-6 mostram a eficiência térmica expressada como BSFC (Break Specífíc Fuel Consumption -Consumo de Combustível Específico de Frenagem) como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução. Os estudos se referem a um motor de combustão interna proporcionado com um sistema supercharging de dois estágios. A válvula de indução é controlada por um eixo de comando com perfil excêntrico fixo. Devendo uma válvula de indução eletromecanicamente controlada ser utilizada, os tempos de válvula, devido para o fato de que tais válvulas possuem processo de abertura e processo de fechamento mais rápidos, irão necessitar serem deslocados de maneira a obter a eficiência volumétrica de gás desejada no fluxo de gás através dos cilindros de motor.

Nas Figuras 4-6 pode ser observado que o BSFC aumenta fortemente para tempos de fechamento da válvula de indução menores do que 500 graus de ângulo de manivela. Isto é dependente da eficiência volumétrica de gás diminuindo crescentemente rapidamente nesta região. A Figura 4 representa a eficiência térmica expressada como BSFC (Break Specific Fuel Consumption - Consumo de Combustível Específico de Frenagem) como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema supercharging de dois estágios convencional com eficiência convencional quantificando para cerca de 56 % para um par compressor/turbina. O referido motor de combustão interna está projetado para combustão rápida em concordância com a presente invenção. Neste caso, pode ser observado que a eficiência térmica não é significativamente afetada pela utilização de baixa eficiência volumétrica. A Figura 5 representa a eficiência térmica expressada como BSFC (Break Specific Fuel Consumption - Consumo de Combustível Específico de Frenagem) como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema supercharging de dois estágios aperfeiçoado com eficiência reforçada quantificando para cerca de 65 % para um par compressor/turbina. 0 referido motor de combustão interna está projetado para combustão rápida em concordância com a presente invenção. Neste caso, pode ser observado que a eficiência térmica se eleva para alcançar uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 515 graus de ângulo de manivela, isto é, 25 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda [fator de excesso de ar (λ)] de 1,9 (linha contínua); uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 525 graus de ângulo de manivela, isto é, 15 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda de 2,1 (linha tracejada) ; e uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 535 graus de ângulo de manivela, isto é, 5 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda de 2,3 (linha pontilhada). A otimização se torna menos evidenciada quando o valor do fator de excesso de ar lambda se eleva. A Figura 6 representa a eficiência térmica expressada como BSFC (Break Specífic Fuel Consumption - Consumo de Combustível Específico de Frenagem) como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema supercharging de dois estágios convencional com eficiência reforçada quantificando para cerca de 70 % para um par compressor/turbina. 0 referido motor de combustão interna está projetado para combustão rápida em concordância com a presente invenção. Neste caso, pode ser observado que a eficiência térmica se eleva, isto é, que o BSFC cai, para alcançar uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 505 graus de ângulo de manivela, isto é, 35 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda de 1,9 (linha contínua); uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 515 graus de ângulo de manivela, isto é, 25 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda de 2,1 (linha tracejada); e uma otimização em um tempo de fechamento da válvula de admissão em torno de 525 graus de ângulo de manivela, isto é, 15 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda de 2,3 (linha pontilhada). Neste caso, o benefício de um fechamento precipitado da válvula de admissão aparece até mesmo mais evidente do que onde uma disposição turbo com uma eficiência de 65 % por estágio é utilizada. Adicionalmente, a curva para o fator de excesso de ar (X) [lambda) = 2,3 continua a exibir uma otimização evidente para fechamento precipitado da válvula de admissão.

Em projetos de motores conhecidos precedentemente, o conceito de motor de Miller tem sido rejeitado (desmentido), na medida que este conceito podería não contribuir significativamente para a eficiência térmica aumentada para o motor. Esta concretização preferida da presente invenção lança mão da utilização do fato surpreendente de que, na utilização de motores de combustão interna com combustão rápida, isto é, um tempo de injeção específico de menos do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s), juntamente com uma disposição turbo de dois estágios na qual cada estágio compreende um par turbina/compressor com uma eficiência mecânica maior do que 60 %, preferivelmente maior do que 65 %, e especialmente preferivelmente quantificando para pelo menos 70 %, a eficiência térmica aumentada é conseguida por se assegurar que o referido motor de combustão interna possa operar dentro de uma faixa de operação com eficiência volumétrica relativamente baixa e no qual, ao mesmo tempo, a eficiência térmica é alta.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, válvulas de troca de gás montadas para a referida câmara de combustão são controladas para proporcionar uma eficiência volumétrica que varia entre 45 % e 85 % em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna. Em concordância com uma concretização da presente invenção, válvulas de troca de gás são utilizadas, das quais o processo de abertura e/ou o processo de fechamento é ajustável.

Em concordância com esta concretização da presente invenção, o referido motor de combustão interna está garantido para a correta quantidade de ar em virtude do tempo de fechamento para as válvulas de troca de gás da câmara de combustão sendo variado em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna. Em concordância com uma variação desta concretização da presente invenção, as válvulas de troca de gás são controladas de maneira a proporcionar pelo menos uma primeira faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 15 bar BMEP, em que a eficiência volumétrica dentro da referida primeira faixa de operação é menor do que 70 %. A variação da eficiência volumétrica de gás pode ser conseguida pelo proporcíonamento de válvulas controladas eletronicamente, de válvulas controladas mecanicamente com perfil de excêntrico variável ou, de alguma outra maneira conhecida para a pessoa especializada no estado da técnica, pela variação de tempos de fechamento para válvulas de um motor de combustão interna.

No exemplo posteriormente, tempos de fechamento adequados para a válvula de admissão estão mostrados onde um eixo de comando com perfil excêntrico fixo é utilizado. 0 exemplo mostra como a eficiência volumétrica de gás deveria ser escolhida de maneira a obter uma boa eficiência térmica.

Em concordância com uma primeira concretização ilustrativa da presente invenção, o fechamento da válvula de admissão é concretizado para frente para dentro da faixa de 30 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior para 20 graus de ângulo de manivela depois do ponto morto inferior para uma disposição turbo com uma eficiência de 65 % por estágio.

Em resumo, isto significa que a válvula de admissão deveria preferivelmente ser fechada em torno de 10 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, isto é, de cerca de 20 graus de ângulo de manivela - 0 grau de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de larabda entre 2,1 e 2,3; e em torno de 20 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, isto é, de cerca de 30 graus de ângulo de manivela - 10 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de lambda quantificando para 1,9 para uma disposição turbo com uma eficiência de 65 % por estágio.

Onde houver uma disposição turbo com uma eficiência de 65 % por unidade turbo, este é o caso em que a válvula de admissão deveria preferivelmente ser fechada em torno de 20 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, isto é, de cerca de 30 graus de ângulo de manivela - 10 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, para um valor de Lambda entre 2,1 e 2,3; e em torno de 30 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior, isto é, de cerca de 40 graus de ângulo de manivela - 20 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto inferior.

As concretizações ilustrativas anteriormente descritas em concordância com a presente invenção, nas quais o fechamento precipitado da válvula de admissão ocorre, resultam na eficiência volumétrica caindo abaixo de 85 %. Em determinados cenários de operação, a eficiência volumétrica irá ser tão baixa quanto 48 % em otimização para a eficiência térmica do motor de combustão interna.

Foi também mostrado que a formação de óxidos de nitrogênio (NOx) declina se o fechamento da válvula de admissão é concretizado para frente em concordância com o anteriormente estabelecido. Nas Figuras 4 - 6, a formação de óxidos de nitrogênio (NOx) está mostrada como uma função do tempo de fechamento para a válvula de admissão. Isto também contribui para a eficiência térmica reforçada, na medida que menos pós-tratamento de exaustão, que, em si mesmo, coloca carga sobre o motor de combustão interna, é requerido.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para proporcionar um fator de excesso de ar (λ) maior do que 1,9. Pela utilização de um excesso de ar de maior do que o normal, a eficiência térmica do motor de combustão interna aumenta, ao mesmo tempo em que fuligem diminui com a formação de óxidos de nitrogênio (N0X) mantida.

Em concordância com variações preferidas em concordância com a presente invenção, a eficiência volumétrica reduzida é conseguida pelas válvulas de admissão sendo fechadas antes do ponto morto inferior. Nestes casos, a eficiência volumétrica é reduzida sobre expansão do ar presente na câmara de combustão na medida que o pistão se movimenta a partir da posição do pistão no tempo do fechamento da válvula de admissão e do ponto morto inferior. Esta expansão conduz para o ar na câmara de combustão sendo um pouco refrigerado. 0 ar refrigerado auxilia, por sua vez, para reduzir a quantidade de óxidos de nitrogênio (N0X) formada na combustão. Além do mais, a carga térmica sobre o sistema de refrigeração do motor de combustão interna diminui, o que contribui para perdas de refrigeração menores e, portanto, para eficiência térmica aumentada para o referido motor de combustão interna.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, um excêntrico fixo, produzindo uma baixa eficiência volumétrica de gás, é utilizado. Por excêntrico fixo se quer significar um dispositivo de abertura e de fechamento mecanicamente controlado, no qual o tempo de abertura e o tempo de fechamento não podem ser variados. Em concordância com uma variação da concretização, a eficiência volumétrica desejada é conseguida pelo fechamento da válvula de admissão antes do ponto morto inferior. Um tal motor é adequado para instalações fixas nas quais o motor tem que ser tracionado com boa eficiência em um ponto de operação.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, válvulas de troca de gás são utilizadas, das quais o processo de abertura e/ou o processo de fechamento é ajustável. Neste caso, válvulas de troca de gás montadas para a referida câmara de combustão são controladas para proporcionar uma eficiência volumétrica que varia entre 45 % e 85 % em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

Em concordância com esta concretização da presente invenção, o referido motor de combustão interna está garantido para a correta quantidade de ar em virtude do tempo de fechamento para as válvulas de admissão da câmara de combustão sendo variadas em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna. Em concordância com uma variação desta concretização da presente invenção, as válvulas de troca de gás são controladas de maneira a proporcionar pelo menos uma primeira faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 15 bar BMEP, em que a eficiência volumétrica dentro da referida primeira faixa de operação é menor do que 70 %. A variação da eficiência volumétrica de gás pode ser conseguida pelo proporcionamento de válvulas controladas eletronicamente, de válvulas controladas mecanicamente com perfil de excêntrico variável ou, de alguma outra maneira conhecida para a pessoa especializada no estado da técnica, pela variação de tempos de fechamento para válvulas de um motor de combustão interna. A variação é preferivelmente realizada de maneira tal que o tempo de fechamento da válvula de admissão é concretizado para frente com carga de motor e velocidade de motor aumentadas. Um exemplo de como a variação do tempo de fechamento pode ser realizada está mostrado na Figura 7. Nesta concretização ilustrativa da presente invenção, o fechamento tão precipitado quanto possível em todos os pontos de operação é empregado em uma velocidade de motor de 1.500 r.p.m.. 0 ponto de fechamento é ajustado em 520 graus de ângulo de manivela. Convencionalmente, o ponto de fechamento é ajustado em 596 graus de ângulo de manivela. Em uma velocidade de motor de 1.250 r.p.m., o ponto de fechamento de 520 graus de ângulo de manivela é utilizado em carga total e em carga parcial correspondendo para 75 % da carga total. Para carga parcial correspondendo para 50 % da carga total, o ponto de fechamento de 550 graus de ângulo de manivela é utilizado, e para carga parcial correspondendo para 25 % da carga total, o ponto de fechamento de 596 graus de ângulo de manivela é utilizado. Em uma velocidade de motor de 1.000 r.p.m., o ponto de fechamento de 540 graus de ângulo de manivela é utilizado em carga total. Para carga parcial correspondendo para 75 % da carga total, o ponto de fechamento de 550 graus de ângulo de manivela é utilizado. Para cargas parciais correspondendo para 50 % e para 25 % da carga total, o ponto de fechamento de 596 graus de ângulo de manivela é utilizado. Em concordância com esta concretização da presente invenção, a variação do ponto de fechamento é utilizada para assegurar que para a câmara de combustão do referido motor de combustão interna seja determinada a correta quantidade de ar sob condições de operação variando. O sistema supercharging pode, conseqüentemente, ser mais livremente controlado de maneira a assegurar que o sistema supercharging venha a trabalhar sob condições de operação que possibilitam boa eficiência para o sistema supercharging. 0 fato de que a válvula de admissão permanece aberta por um período de tempo mais longo sob baixa carga de motor em baixa velocidade de motor significa que o referido motor de combustão interna adquire uma resposta transiente muito boa dentro desta faixa de trabalho. No presente pedido de patente, o ponto de fechamento está dimensionado de maneira que o ponto morto superior, em conexão com a abertura da válvula de admissão na fase de indução de um motor de combustão interna de quatro tempos, se estabeleça em 360 graus de ângulo de manivela. O ponto morto inferior seguinte se estabelece em 540 graus de ângulo de manivela.

Em motores de combustão interna do tipo diesel convencionais, a injeção deve ser iniciada precocemente, em 10 graus de ângulo de manivela - 15 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto superior, de maneira a assegurar que uma quantidade suficiente de combustível seja suprida antes do ponto morto superior, conseqüentemente, aliviando (minimizando) os efeitos adversos surgindo a partir da injeção para uma expansão e, portanto, para a câmara de combustão refrigerada. Exemplos de tais efeitos adversos são eficiência térmica diminuída e fuligem aumentada. Em motores de combustão interna do tipo diesel convencionais, adicionalmente, a injeção continua subindo para até 15 graus de ângulo de manivela - 20 graus de ângulo de manivela depois do ponto morto superior. A combustão lenta conduz para uma quantidade de calor sendo evacuado para o sistema de refrigeração do referido motor de combustão interna, resultando em uma redução na eficiência térmica do motor de combustão interna. Em combustão lenta, além do mais, gases de exaustão quentes são evacuados em grande quantidade, conseqüentemente, também contribuindo para a eficiência térmica reduzida. Um encurtamento substancial do tempo de injeção em relação aos motores a diesel de injeção direta conhecidos assegura que os problemas associados com um tempo de injeção longo são reduzidos e que a eficiência térmica para o motor, conseqüentemente, aumenta. Em concordância com uma concretização da presente invenção, combustível é injetado a partir do referido dispositivo de injeção com um tempo de injeção específico menor do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(Jbar x m/s) quando a carga sobre o referido motor de combustão interna é maior do que 7 bar BMEP. 0 tempo de injeção específico é uma mensuração, independente do tamanho de motor, do comprimento do tempo de injeção. O tempo de injeção específico (<pesPec.) é calculado com o auxílio do tempo de injeção (φ^.) em graus de ângulo de manivela, com a pressão média efetiva (BMEP) em Jbar e com a velocidade média de pistão (Vp) em m/s, como se segue: BMEP · Vp A (ΕΜΕΡ) é definida como se segue: V onde (Tfreio) constitui o torque de frenagem mensurado no eixo de manivela em (Nm) e (V) constitui a capacidade cúbica em (m3) . A BMEP é, por conseqüência, um valor médio, independente de tamanho de motor, de torque de eixo de manivela entregue durante um ciclo completo inclusive de fase de indução, de fase de compressão, de fase de expansão e de fase de saída. 0 comprimento do tempo de injeção é definido como a distância em graus de ângulo de manivela entre 50 % de elevação de agulha com respeito para um flanco de abertura e um flanco de fechamento. Na Figura 8, um gráfico está mostrado em representação diagramática, gráfico que mostra a elevação de agulha como uma função do ângulo de manivela. Tanto o flanco descrevendo a abertura da válvula de injeção (0) e quanto o flanco descrevendo o fechamento da válvula de injeção (C) são relativamente íngremes (inclinados). Usualmente, existe um pequeno excesso de alvo (Os) na fase de abertura dependente das propriedades elásticas da válvula de injeção. Precedentemente para o começo da abertura, determinados desvios menores (B) a partir da posição zero podem ocorrer. Além do mais, o fenômeno de recuo (ricochete) (R) pode resultar no fechamento instantâneo para a válvula de injeção sendo indefinido. De maneira a eliminar dificuldades em determinação do tempo de injeção, este tempo de injeção é definido em concordância com o anteriormente estabelecido como a distância (D) em graus de ângulo de manivela entre 50 % de elevação de agulha com respeito para o flanco de abertura (O) e para o flanco de fechamento (C). A presente invenção utiliza um tempo de injeção específico curto sob cargas e r.p.m. relativamente altas. 0 valor limiar para o tempo de injeção específico de 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) é escolhido de maneira que o tempo de injeção mensurado em graus de ângulo de manivela deverá ser menor do que 18 graus de ângulo de manivela em uma carga de motor de 22 bar EMEP e em uma velocidade média de pistão de 7,5 m/s. o valor de 22 bar EMEP corresponde aproximadamente para a carga total para um moderno motor a diesel para veículos comerciais pesados.

Nas Figuras 9a - 9d estão mostradas mensurações do tempo de injeção para um número de cenários de operação.

No transcurso de desenvolvimento da presente invenção, estudos têm mostrado que um efeito especialmente favorável sobre a eficiência térmica do motor de combustão interna é obtido em {EMEP) mais alta. Em concretizações preferidas da presente invenção, o critério estabelecido é modificado um pouco para o efeito de que o tempo de injeção específico deverá ser menor do que 0,095 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) e menor do que 0,09 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) em uma carga de motor maior do que 12 bar EMEP e especialmente em uma carga de motor maior do que 18 bar EMEP. 0 tempo de injeção específico como uma função da carga do referido motor de combustão interna para um conjunto de velocidades médias de pistão está mostrado na Figura 10.

Era concordância com uma concretização da presente invenção, o suprimento de combustível é iniciado dentro da faixa de 10 graus de ângulo de manívela antes do ponto morto superior e 1 grau de ângulo de manívela depois do ponto morto superior. Cálculos registrados na Figura 11 mostram que a eficiência térmica é pesadamente dependente do ponto de partida para a injeção. A injeção preferivelmente acontece entre 8 graus de ângulo de manívela antes do ponto morto superior e 1 grau de ângulo de manívela depois do ponto morto superior. Pelo proporcionamento de um ponto de partida do tempo de injeção em concordância com o anteriormente proposto, uma redução em perdas parasíticas devido para a transferência de calor e para a fricção é assegurada. A duração da injeção também possui um efeito marcante sobre o consumo de combustível. O motor de combustão interna é super alimentado (supercharged) por intermédio de um sistema turbo compreendendo um turbo de baixa pressão e um turbo de alta pressão com refrigeração intermediária. Em concordância com uma primeira variação da sexta concretização da presente invenção, o turbo de alta pressão e o turbo de baixa pressão neste sistema turbo possuem uma eficiência maior do que 60 %. Em uma segunda variação, a eficiência é maior do que 65 %. Em uma terceira variação, a eficiência é maior do que 70 %. Um sistema turbo possuindo uma eficiência de mapa turbo de cerca de 70 % está descrito em conexão com as Figuras 12 - 15. Este sistema turbo compreende um turbo de baixa pressão e um turbo de alta pressão com refrigeração intermediária. Os cálculos têm mostrado que a combustão rápida, juntaraente com o tempo de fechamento variável da válvula de admissão, resultam na eficiência térmica para o motor de combustão interna se elevando por 0,15 pontos percentuais para um aumento de ponto percentual em eficiência de mapa turbo. Onde um motor de combustão interna convencionalmente controlado é utilizado, a eficiência térmica se eleva para exatamente 0,05 pontos percentuais para um aumento de ponto percentual em eficiência de mapa turbo. Esta baixa contribuição para aperfeiçoamento da eficiência térmica tem historicamente significado que a eficiência para a parte de compressor em turbinas de estágio único foi somente aperfeiçoada por exatamente uns poucos pontos percentuais ao longo dos últimos 25 anos. Em turbo compressores conhecidos comercialmente disponíveis no mercado para caminhões, a eficiência tem sido aperfeiçoada a partir de cerca de 77 % de eficiência em 1.977 para cerca de 79 % de eficiência no ano 2.000. É muito simples, aperfeiçoamentos de eficiência adicionais não têm sido marcantemente realizados. Em um novo sistema turbo descrito em conexão com as Figuras 12 -15, o compressor de baixa pressão e o compressor de alta pressão possuem uma eficiência de cerca de 83 %.

De maneira a adicionalmente elevar a eficiência térmica, o duto de exaustão, o alojamento de turbina e o misturador (manífold) de exaustão, isto é, todas as partes que são manifestamente aquecidas pelos gases de exaustão, estão proporcionadas com revestimento isolante de calor. Isto conduz para a diminuição da transferência de calor para o duto de exaustão, possibilitando um maior compartilhamento da energia que venha a ser recuperada no sistema supercharging.

Com um direcionamento para elevar adicionalmente a eficiência térmica, o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão pode ser ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 8*BMEP baz. Em uma concretização preferida, o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 9*BMEP bar e em uma variação adicional, o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 10*BMEP bar. A presente invenção pode ser variada através de combinações das diversas concretizações e variações.

Concretizações vantajosas ilustrativas em concordância com a presente invenção podem ser derivadas a partir das reivindicações de patente independentes posteriormente. A presente invenção também se refere a um motor de combustão interna no qual os princípios anteriormente mencionados são utilizados. A presente invenção está manifestada (aplicada) em um motor de combustão interna em concordância com a parte caracterizante da reivindicação de patente independente 22 posteriormente.

Concretizações em concordância com a presente invenção estão manifestadas (aplicadas) em concordância com a parte caracterizante das reivindicações de patente dependentes 23 - 43 posteriormente.

DESCRIÇÃO DOS DESENHOS DA PRESENTE INVENÇÃO A presente invenção em concordância com uma concretização irá ser descrita em maiores detalhes posteriormente, de uma maneira não limitante, com referência para o que está mostrado nos desenhos acompanhantes nos quais: A Figura 1 mostra a eficiência volumétrica otimizada como uma função de carga de motor; A Figura 2 mostra a eficiência térmica como uma função do fator de excesso de ar (λ) para um sistema turbo possuindo uma eficiência de mapa turbo quantificando para 50 % por estágio; A Figura 3 mostra a eficiência térmica como uma função do fator de excesso de ar (λ) para um sistema turbo possuindo uma eficiência de mapa turbo quantificando para 70 % por estágio; A Figura 4 mostra a eficiência térmica expressada como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema superchargíng de dois estágios convencional; A Figura 5 mostra a eficiência térmica como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema superchargíng de dois estágios possuindo eficiência de mapa turbo reforçada quantificando para cerca de 65 %; A Figura 6 mostra a eficiência térmica como uma função do tempo de fechamento da válvula de indução para um motor de combustão interna proporcionado com um sistema superchargíng de dois estágios possuindo eficiência de mapa turbo reforçada quantificando para cerca de 70 %; A Figura 7 mostra um exemplo de como a variação do tempo de fechamento para a válvula de admissão pode ser realizada; A Figura 8 mostra em representação díagramática um gráfico exibindo a elevação de agulha como uma função de graus de ângulo de manivela;

As Figuras 9a - 9d mostram mensurações da elevação de agulha como uma função de graus de ângulo de manivela para um número de cenários de operação; A Figura 10 mostra o tempo de injeção especifico como uma função da (EMEP) do motor de combustão interna para um conjunto de velocidades médias de pistão; A Figura 11 mostra a dependência da eficiência térmica para o ponto de partida e para a duração da injeção; A Figura 12 mostra em representação díagramática um motor de combustão interna proporcionado com um sistema superchargíng de dois estágios; A Figura 13 é uma seção longitudinal através dos dois estágios turbocharger formando o sistema tuibocharger em concordância com a presente invenção; A Figura 14 mostra, em uma vista plana parcialmente cortada (vista de corte parcial), uma roda de compressor utilizada no sistema turbocharger em concordância com a presente invenção; A Figura 15 mostra, em uma vista plana, a roda de turbina da turbina de alta pressão; e A Figura 16 mostra em representação díagramática um motor de combustão interna controlado para obter boa eficiência térmica.

As Figuras são somente representações esquemáticas e a presente invenção não está limitada para estas concretizações.

DESCRIÇÃO DA CONCRETIZAÇÃO DA PRESENTE INVENÇÃO A Figura 16 representa diagramaticamente um motor de combustão interna controlado para obter boa eficiência térmica. 0 motor de combustão interna (51) é do tipo de motor a pistão e compreende um conjunto de câmaras de combustão, cada uma formada por um cilindro (52), um pistão movivelmente disposto (53) em cada cilindro (52), pistão (53) que está conectado para um eixo de manivela (54) por uma haste de conexão (55) . A câmara de combustão está montada com um dispositivo de injeção (56) projetado para injetar combustível diretamente para a referida câmara de combustão. 0 dispositivo de injeção (56) está projetado para proporcionar um tempo de injeção especifico menor do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 6 bar BMEP.

Para esta finalidade, o dispositivo de injeção (56) compreende um bocal de injeção possibilitando um tempo de injeção específico menor do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s). Para um motor de combustão interna com uma capacidade cúbica de 2 litros por cilindro, um borrifador (sprayer) com área de orifício aumentada relativamente para os borrifadores convencionais é preferivelmente utilizado. É desejável, além do mais, ajustar o equipamento de injeção de maneira tal que a velocidade de injeção mensurada em metros/segundo permaneça aproximadamente a mesma como aquela para injetores convencionais. 0 coeficiente de fluxo para o borrifador é maior do que 2,5 litros/minuto para um motor com uma capacidade cúbica quantificando para 2 litros por cilindro. Para que a configuração de dispositivos de injeção venha a possibilitar um rápido tempo de injeção, referência é feita para a patente norte americana número US 5.302.745 e para a patente norte americana número US 6.349.706, cujas descrições são incorporadas dentro do presente pedido de patente. A configuração de excêntrico de injetor e de bocal borrifador para a consecução de um tempo de injeção específico desejado é familiar para uma pessoa especializada no estado da técnica.

Cada câmara de cilindro (52) está montada com pelo menos uma válvula de indução (57) e uma válvula de exaustão (58). As válvulas (57, 58) estão preferivelmente dispostas de maneira tal que estas válvulas (57, 58) possibilitam que o motor de combustão interna venha a operar sob baixa eficiência volumétrica em concordância com o anteriormente estabelecido. Para esta finalidade, a válvula de indução (57) e/ou a válvula de exaustão (58) podem estar equipadas com excêntricos fixos que possibilitam uma otimamente baixa eficiência volumétrica em um estado de operação fixo. Isto é possível onde o motor é utilizado em uma instalação com carga constante. Onde o motor está para ser utilizado em uma instalação com carga variável, acionadores de válvula (59, 60) são preferivelmente utilizados, que são possibilitados com abertura e fechamento ajustáveis da válvula de indução (57) e/ou da válvula de exaustão (58). A abertura e o fechamento ajustáveis das válvulas de troca de gás (57, 58) é previamente conhecido de per se. Exemplos de dispositivos para conseguir abertura e/ou fechamento variáveis de válvulas estão determinados nas patentes norte americanas números ÜS 6.257.190, US 6.053.134, ÜS 5.537.961 e US 5.103.779, cujas descrições são incorporadas dentro do presente pedido de patente.

Para o ajustamento do ponto de abertura e/ou de fechamento da válvula de indução (57) e da válvula de exaustão (58), respectivamente, uma unidade de controle (61) está proporcionada. A unidade de controle (61) se comunica com o respectivo acionador de válvula (59, 60) para o ajustamento do tempo de abertura e do tempo de fechamento. A unidade de controle (61) compreende uma primeira representação, na qual a eficiência volumétrica desejada está indicada como uma função da carga de motor e da velocidade média de pistão. A representação pode ser configurada em forma de matriz e representa um gráfico similar para aquele que está mostrado na Figura 1. Os valores de mensuração que estão armazenados na matriz estão fundamentados em mensurações de bancada de teste nas quais a eficiência volumétrica ótima para obtenção de eficiência térmica máxima, enquanto satisfazendo as regulamentações de emissões prevalecentes. A matriz está armazenada como uma base de dados (62), na qual uma eficiência volumétrica desejada (η) está determinada por intermédio de dados de entrada na forma de velocidade de motor (n) e de carga de motor, por exemplo, expressada em (BMEP) . A informação de velocidade de motor é obtida de uma maneira conhecida, por exemplo, através de um pick-up indutivo, que detecta a passagem dos dentes de engrenagem de uma roda de engrenagem montada sobre o eixo de manivela. A informação de carga de motor pode ser obtida, por exemplo, a partir de dados se referindo para a quantidade de combustível injetado ou pela mensuração direta a partir dos transmissores de torque. Existe também informação se referindo para o fator de excesso de ar, ou, onde apropriado, o fator de excesso de ar equivalente, onde o motor de combustão interna está equipado com recirculação de gás de exaustão. Por fator de excesso de ar equivalente se quer significar a proporção entre uma massa particular de ar e gases de exaustão recirculados no cilindro e a massa do ar que possibilita combustão estequiométrica. Esta informação está armazenada como uma representação (13) se referindo para o excesso de ar desejado como uma função de carga de motor e de velocidade de motor. A partir desta informação sobre eficiência volumétrica desejada ou, onde {EGR) é utilizada, o fator de excesso de ar equivalente, os tempos de abertura e os tempos de fechamento das válvulas de troca de gás (57, 58) são gerados em uma terceira representação (64). Em concordância com uma concretização da presente invenção, as representações (62 - 64) podem ser simplesmente expressadas em uma representação única na qual o tempo de fechamento da válvula de indução está indicado como uma função de carga de motor e de velocidade de motor. Um exemplo de uma tal representação pode ser verificado na Figura 7.

Em concordância com uma concretização da presente invenção, um sistema supercharging (de super alimentação) é utilizado e que irá ser descrito em maiores detalhes posteriormente. 0 sistema supercharging está intencionado para, em primeiro lugar, motores a diesel possuindo uma capacidade cúbica de entre cerca de 6 litros e cerca de 20 litros, para utilização, preferivelmente, em veículos comerciais pesados, tais como caminhões, ônibus e maquinaria de construção. Uma característica do sistema supercharging é a de que este proporciona um supercharge consideravelmente mais efetivo quando comparado com os sistemas rotineiros. 0 supercharge é realizado em dois estágios com dois compressores conectados em série, do tipo radial, com refrigeração intermediária. 0 primeiro estágio de compressor, referido corno o compressor de baixa pressão, é tracionado por uma turbina de baixa pressão do tipo axial. 0 segundo estágio de compressor, referido como o compressor de alta pressão, é tracionado por uma turbina de alta pressão do tipo radial. A Figura 12 mostra um bloco de motor (10) possuindo seis cilindros de motor (11), que se comunicam de uma maneira convencional com um misturador (manifold) de admissão (12) e dois misturadores de exaustão separados (13, 14). Cada um destes dois misturadores de exaustão recebe gases de exaustão a partir de três dos cilindros de motor. Os gases de exaustão são conduzidos através de tubulações separadas (15, 16) até para uma turbina (17) em uma unidade turbo de alta pressão (18), que compreende um compressor (19) montado sobre um eixo comum com a turbina (17) .

Os gases de exaustão são conduzidos para a frente através de uma tubulação (20) para uma turbina (21) em uma unidade turbo de baixa pressão (22), que compreende um compressor (23) montado sobre um eixo comum com a turbina (21). Os gases de exaustão são finalmente conduzidos para a frente por intermédio de uma tubulação (24) para o sistema de exaustão do motor, que pode compreender unidades para o pós-tratamento de gases de exaustão. 0 ar de admissão filtrado é admitido para o motor por intermédio da tubulação (25) e é conduzido para o compressor (23) da unidade turbo de baixa pressão (22) . Uma tubulação (26) conduz o ar de admissão para a frente por intermédio de um primeiro refrigerador de carga a ar (charge-air cooler) (27) para o compressor (19) da unidade turbo de alta pressão (18). Depois desta super alimentação (supercharge) em dois estágios com refrigeração intermediária, o ar de admissão é conduzido para a frente por intermédio da tubulação (28) para um segundo refrigerador de carga a ar (charge-air coolex) (29), depois do qual o ar de admissão alcança o misturador de admissão (12) por intermédio da tubulação (30). 0 sistema turbocharger em concordância com esta concretização da presente invenção está mostrado em maiores detalhes na Figura 13, que ilustra as espirais de admissão, duplas (15, 16) para a turbina de alta pressão (17), cada uma das quais proporciona metade da turbina com fluxo de gás por intermédio de trilhas de guia de admissão (17a). A turbina de alta pressão (17) é do tipo radial e está conectada para a turbina de baixa pressão (21) por intermédio de um duto intermediário curto (20), que é utilizável na medida que a turbina de baixa pressão (21) é do tipo axial. Este caminho de fluxo curto minimiza perdas de pressão entre os estágios de turbina. A turbina de alta pressão (17) está montada juntamente com o compressor de alta pressão (19) sobre o eixo (31) . A turbina de baixa pressão (21) está de uma maneira correspondente montada juntamente com o compressor de baixa pressão (23) sobre o eixo (32). As duas unidades turbo de alta pressão e de baixa pressão (18, 22) estão orientadas ao longo de essencialmente o mesmo eixo geométrico longitudinal. 0 duto intermediário curto (20) está equipado com vedações (33), que combatem tensões de instalação e vazamento pela possibilitação de uma determinada mobilidade nas direções axial e radial, e que absorvem estresses térmicos e determinada deficiência de montagem. A turbina de baixa pressão do tipo axial (21) está proporcionada com trilhas de guia de admissão (34), que estão configuradas para otimizar o trabalho próximo para a seção central da turbina para eficiência máxima (assim chamada configuração de "composto improdutivo" com uma trilha de guia de admissão na qual o centro de gravidade dos perfis repousam ao longo de uma linha encurvada, com uma função para distribuir o trabalho no estágio de turbina de maneira que este trabalho é otimizado em direção do centro da lâmina de turbina onde efeitos marginais e perdas são mínimos) . O compressor de baixa pressão (23) é do tipo radial com lâminas configuradas com uma grande retro propulsão, como irá ser descrito em maiores detalhes posteriormente com referência para a Figura 14. 0 compressor de alta pressão (19) é semelhantemente do tipo radial, as lâminas do qual rotineiramente são retro propulsoras de uma maneira correspondente para aquelas no compressor de baixa pressão (23).

Pode ser observado a partir da Figura 14 que um ângulo de lâmina (βί2) r entre uma extensão imaginária da lâmina (35) ao longo da linha central entre a seção de raiz e a seção de ponta na direção da tangente de saída e uma linha (36) ( em representação tracejada) conectando o eixo geométrico central da roda de compressor para o ponto externo da lâmina (35), é de pelo menos cerca de 40 graus, rotineiramente de pelo menos cerca de 45 graus - 55 graus. Os turbo compressores disponíveis no mercado possuem ângulos de lâmina (β^), entre cerca de 25 graus e cerca de 35 graus. Em testagem de um sistema turbocharger em concordância com a presente invenção, foi provado ser vantajoso aumentar o ângulo de lâmina para pelo menos cerca de 40 graus. 0 efeito deste aumento em ângulo de lâmina consiste primordialmente na roda de compressor com turbina associada rotacionando em uma velocidade mais alta para uma determinada proporção de pressão. 0 aumento em velocidade significa que o diâmetro, e portanto, também o momento de massa de inércia, da roda de turbina pode ser reduzido. Como um efeito colateral disto, a resposta transiente do motor é também aperfeiçoada, na medida que o momento de massa de inércia reduzido significa que a roda de turbina pode mais facilmente acelerar para a faixa de velocidade efetiva desta roda de turbina. Em adição, a eficiência de compressor aumenta, inter alia, como um resultado de diferencial de velocidade reduzido entre o fluxo ao longo da lateral de pressão e da lateral de sucção da lâmina, conduzindo para menos fluxo secundário, e portanto, perdas mais baixas, e como um resultado de uma redução em velocidade de fluxo na saída de rotor, conduzindo para perdas mais baixas no difusor seguinte.

Ambos os compressores estão proporcionados com trilhas de guia a jusante da respectiva roda de compressor de maneira a otimizar a construção de pressão. Este difusor é vantajosamente do tipo LSA (Low Solidity Aírfoíl -Aerodinâmica de Baixa Solidez), significando um difusor com lâminas configuradas aerodinamicamente cujos comprimentos possuem uma proporção para a distância entre as lâminas (passo) estando na faixa entre 0,75 e 1,5.

Um difusor de saída (37) está localizado depois da turbina de baixa pressão (21) de maneira a recuperar pressão dinâmica deixando a turbina. O difusor de saída (37) abre para um coletor de exaustão (38), que guia os gases de exaustão para fora para a tubulação de exaustão (24) . 0 difusor de saída (37) está projetado como um duto anular com admissão axial e com saída virtualmente radial. O duto exterior do difusor de saída (37) está fechado com um flange (37a) de maneira a prevenir que o fluxo de saída venha a ser perturbado pelos gases de recirculação a partir do coletor seguinte. Este flange (37a) pode ser localizado assimetricamente de maneira a reduzir o tamanho do coletor de exaustão (38). 0 flange (37a) possui a sua maior (máxima) altura radial diretamente em frente da saída do coletor de exaustão (38) e a sua menor (mínima) altura radial sobre a lateral diametricamente oposta. A turbina de alta pressão (17) mostrada na Figura 15, que traciona o compressor de alta pressão (19), é do tipo radial, possuindo uma roda de turbina que, para velocidade de rotação relativamente alta, é idealizada com pequeno diâmetro. Isto torna possível evitar aquelas espécies de recessos (39) no cubo de roda de turbina (40) que são normalmente utilizados no estado da técnica em turbinas deste tipo (assim chamados "recessos de pentéola"). Estes recessos (39) estão mostrados com linhas tracejadas na Figura 15, simplesmente de maneira a ilustrar o estado da técnica. Como um resultado da eliminação destes recessos (39), a roda de turbina tem a capacidade para operar mais efetivamente para uma eficiência global mais alta.

As turbinas possuem trilhas de guia de admissão a montante de cada roda de turbina para fluxo otimizado contra a roda de turbina. A disposição compreendendo uma turbina de alta pressão do tipo radial e uma turbina de baixa pressão do tipo axial significa que perdas de fluxo entre os estágios de turbina podem ser minimizadas por intermédio de um duto intermediário curto. A turbina de alta pressão tem sido proporcionada com uma espiral dupla de admissão (rosca sem fim de alimentação) de maneira a conseguir utilização otimizada da energia nos gases de exaustão a partir do motor a diesel. A presente invenção pode também, entretanto, em variações da concretização, ser utilizada em admissões convencionais possuindo admissão única, admissão dupla ou admissão múltipla.

De maneira a produzir uma pressão adequada para um motor a diesel de 6 litros até 20 litros de capacidade cúbica, cerca de 4 Jbar - 6 bar de pressão absoluta, cada compressor necessita somente possuir um aumento de pressão de 2 vezes - 2,5 vezes a pressão de admissão e é, conseqüentemente, otimizado para proporções de pressão mais baixas do que compressores de estágio único normais. O sistema turbocharger que está descrito anteriormente pode vantajosamente ser aplicado para um motor a diesel de quatro tempos com uma assim chamada funcionalidade de Míller, o que significa que alguma da compressão efetiva é movimentada no exterior do cilindro para os turbo compressores com subseqüente refrigeração nos refrigeradores de carga a ar (charge-aír coolers), por intermédio do que a temperatura do volume de ar é reduzida, o que produz um processo termodinâmico mais efetivo no cilindro e emissões de exaustão mais baixas, por exemplo, de óxidos de nitrogênio (NOx) . 0 sistema turbocharger que está descrito anteriormente pode também vantajosamente ser utilizado para motores com recirculação de gás de exaustão do tipo "Long Rovte EGR", isto é, nos quais gases de exaustão podem ser removidos depois da salda da turbina de baixa pressão (21) e recirculados para a lateral de admissão do motor antes do compressor de baixa pressão (23).

De maneira a reduzir as emissões a partir do motor de combustão interna, o motor de combustão interna pode estar equipado com recursos para redução catalítica dos gases de exaustão, possivelmente em combinação com (EGR). Um exemplo de uma tal técnica existente para redução catalítica de óxidos de nitrogênio (N0X) está determinado na patente norte americana número US 6.063.350, cuja descrição é incorporada dentro do presente pedido de patente. O motor de combustão interna pode adicionalmente estar equipado com um filtro de partículas para a redução de emissões de fuligem a partir do motor de combustão interna. Um exemplo de um tal filtro de partículas que pode ser utilizado em conjunção com um motor utilizando um mecanismo de controle de motor em concordância com a presente invenção está determinado na patente norte americana número US 4.902.487, cuja descrição é incorporada dentro do presente pedido de patente.

Embora a presente invenção tenha sido descrita com referência para concretizações especificas, deverá ser observado por aqueles especializados no estado da técnica que a presente invenção não é para ser considerada como estando limitada para as concretizações ilustrativas descritas anteriormente, mas certamente, um número de variações e de modificações; e de combinações das diversas concretizações e variações e modificações; são conceptíveis dentro do escopo de proteção das subsequentes reivindicações de patente independentes e das suas correspondentes reivindicações de patente dependentes posteriormente.

REIVINDICAÇÕES

Claims (43)

1. Um método para o controle de um motor a pistão do tipo diesel compreendendo pelo menos uma câmara de combustão formada por um cilindro {52) e um pistão movivelmente disposto (53) em cada cilindro (52), pistão (53) que está conectado para um eixo de manivela (54), um dispositivo de injeção (56) projetado para injetar combustível diretamente para a referida câmara de combustão, e um sistema turbo compreendendo um turbo de baixa pressão (22) e um turbo de alta pressão (18) disposto a jusante do referido turbo de baixa pressão (22), caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 60 %, e de que o mecanismo de controle de válvulas de troca de gás (57, 58) está configurado para proporcionar pelo menos uma primeira faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 15 bar BMEP, em que a eficiência volumétrica dentro da referida primeira faixa de operação é menor do que 70 %.

2. 0 método, de acordo com a reivindicação 1, caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 65 %.

3. O método, de acordo com a reivindicação 1, caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 70 %.

4. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 1 - 3, caracterizado pelo fato de que as válvulas de troca de gás (57, 58) montadas para a referida câmara de combustão estão controladas de maneira a, dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga entre 5 bar BMEP e 30 bar BMEP e para velocidades médias de pistão entre 5 m/s e 7,5 m/s, para proporcionar uma eficiência volumétrica menor do que 85 %.

5. 0 método, de acordo com a reivindicação 4, caracterizado pelo fato de que as válvulas de troca de gás (57, 58) montadas para a referida câmara de combustão estão controladas para proporcionar uma eficiência volumétrica que varia entre 45 % e 85 % em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

6. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 1-5, caracterizado pelo fato de que o fechamento das válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão varia em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

7. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 1 - 6, caracterizado pelo fato de que as válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão são fechadas antes ou depois do tempo de fechamento que gera eficiência volumétrica máxima para o referido motor de combustão interna.

8. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a injeção de combustível a partir do referido dispositivo de injeção (56) possui um tempo de injeção específico menor do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s), preferivelmente menor do que 0,1 graus de ângulo de nanivela/(bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor naior do que 7 bar BMEP,

9. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a injeção de combustível a partir do referido dispositivo de injeção (56) possui um tempo de injeção específico menor do que 0,095 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor maior do que 12 bar BMEP.

10. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a injeção de combustível a partir do referido dispositivo de injeção (56) possui um tempo de injeção específico menor do que 0,095 graus de ângulo de manivela/(iar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma velocidade média de pistão maior do que 6 n/s.

11. O método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a injeção de combustível a partir do referido dispositivo de injeção (56) possui um tempo de injeção específico menor io que 0,09 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor maior do que 18 bar BMEP.

12. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para proporcionar um fator de excesso de ar equivalente (λ) dentro da faixa de 1,7 - 2,05 em uma carga de motor dentro da faixa de 18 Jbar BMEP - 30 bar BMEP.

13. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível é iniciado dentro da faixa de 0 grau de ângulo de manivela até 10 graus de ângulo de manivela, preferivelmente entre 2,5 graus de ângulo de manivela até 7,5 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto superior do referido motor de combustão interna.

14. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a pressão de injeção máxima do referido dispositivo de injeção (56) é maior do que 1.600 bar.

15. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a proporção entre a pressão de abertura de agulha a mais alta (NOP) e a pressão de injeção máxima (maxIP) é maior do que 0,7; isto é (NOP/maxIP) >0,7.

16. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que a injeção é realizada através de um bocal de injeção possuindo mais do que 6 orifícios.

17. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que um refrigerador de carga a ar (charge-air cooler) (27) está disposto entre o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) .

18. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que os gases de exaustão a partir de um processo de combustão na referida câmara de combustão passam através de um duto de exaustão pelo menos parcialmente isolado de calor.

19. 0 método, de acordo com quaisquer uma das reivindicações precedentes, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 8*BMEP.

20. 0 método, de acordo com a reivindicação 19, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 9*BMEP.

21. 0 método, de acordo com a reivindicação 20, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 10*BMEP.

22. Um motor a pistão do tipo díesel compreendendo pelo menos uma câmara de combustão formada por um cilindro (52) e um pistão movivelmente disposto (53) em cada cilindro (52), pistão (53) que está conectado para um eixo de manivela (54), um dispositivo de injeção (56) projetado para injetar combustível diretamente para a referida câmara de combustão, e um sistema turbo compreendendo um turbo de baixa pressão (22) e um turbo de alta pressão (18) disposto a jusante do referido turbo de baixa pressão (22), caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 60 %, e de que o mecanismo de controle de válvulas de troca de gás (57, 58) está configurado para proporcionar pelo menos uma primeira faixa de operação para o referido motor de combustão interna em uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s e em uma carga de motor maior do que 15 bar EMEP, em que a eficiência volumétrica dentro da referida primeira faixa de operação é menor do que 70 %.

23. 0 motor a pistão, de acordo com a reivindicação 22, caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 65 %.

24. O motor a pistão, de acordo com a reivindicação 22, caracterizado pelo fato de que o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) possuem cada um uma eficiência de mapa turbo maior do que 70 %.

25. O motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 24, caracterizado pelo fato de que as válvulas de troca de gás (57, 58) montadas para a referida câmara de combustão estão projetadas para serem controladas de maneira a, dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga entre 5 bar BMEP e 30 bar EMEP e para velocidades médias de pistão entre 5 m/s e 7,5 m/s, para proporcionar uma eficiência volumétrica menor do que 85 %.

26. 0 motor a pistão, de acordo com a reivindicação 25, caracterizado pelo fato de que as válvulas de troca de gás (57, 58) montadas para a referida câmara de combustão estão projetadas para serem controladas para proporcionar uma eficiência volumétrica que varia entre 45 % e 85 % em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

27. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 26, caracterizado pelo fato de que o fechamento de válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão está projetado para variar em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

28. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 27, caracterizado pelo fato de que as válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão estão projetadas para serem fechadas antes ou depois da otimização para eficiência volumétrica para o referido motor de combustão interna.

29. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 28, caracterizado pelo fato de que as válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão estão projetadas para serem fechadas antes ou depois do ponto morto inferior do referido motor de combustão interna.

30. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 29, caracterizado pelo fato de que o tempo de fechamento das válvulas de admissão (57) montadas para a referida câmara de combustão varia em dependência do estado de operação do referido motor de combustão interna.

31. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 30, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para possuir um tempo de injeção específico menor do que 0,12 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s), preferivelmente menor do que 0,1 graus de ângulo de manivela/(bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor maior do que 7 jbar BMEP.

32. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 31, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para possuir um tempo de injeção específico menor do que 0,095 graus de ângulo de manivela/{bar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor maior do que 12 bar BMEP.

33. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 32, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para possuir um tempo de injeção especifico menor do que 0,095 graus de ângulo de manivela/ (Jbar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma velocidade média de pistão maior do que 6 m/s.

34. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 33, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para possuir um tempo de injeção específico menor do que 0,09 graus de ângulo de manivela/ (Jbar x m/s) dentro de uma faixa de operação para o referido motor de combustão interna com uma carga de motor maior do que 18 Jbar BMEP.

35. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 34, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para proporcionar um fator de excesso de ar equivalente (λ) dentro da faixa de 1,7 - 2,05 em uma carga de motor dentro da faixa de 18 jbar BMEP - 30 Jbar BMEP,

36. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 35, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para iniciar o suprimento de ar e de combustível dentro da faixa de 0 grau de ângulo de manivela até 10 graus de ângulo de manivela, preferivelmente entre 2,5 graus de ângulo de manivela até 7,5 graus de ângulo de manivela antes do ponto morto superior do referido motor de combustão interna.

37. O motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 36, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para proporcionar uma pressão de injeção máxima maior do que 1.600 Jbar.

38. O motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 37, caracterizado pelo fato de que o referido dispositivo de injeção (56) está projetado para proporcionar uma proporção entre a pressão de abertura de agulha a mais alta (NOP) e a pressão de injeção máxima {maxIP) maior do que 0,7; isto é (NOP/maxIP) > 0,7.

39. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 38, caracterizado pelo fato de que um refrigerador de carga a ar (charge-air cooler) (27) está disposto entre o referido turbo de baixa pressão (22) e o referido turbo de alta pressão (18) .

40. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 39, caracterizado pelo fato de que um duto de exaustão pelo menos parcialmente isolado de calor está conectado para um canal de exaustão montado para a referida câmara de combustão.

41. 0 motor a pistão, de acordo com quaisquer uma das reivindicações 22 - 40, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 8*BMEP.

42. 0 motor a pistão, de acordo com a reivindicação 41, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 9*BMEP.

43. 0 motor a pistão, de acordo com a reivindicação 42, caracterizado pelo fato de que o suprimento de ar e de combustível para a referida câmara de combustão é ajustado para possibilitar uma pressão de cilindro máxima durante a combustão maior do que 10*BMEP.