Aufgeladene Zweitakt-Brennkraftmasehine für Fahrzeugantrieb mit von einer Abgasturbine angetriebenem Spill- und Ladegebläse. Die vorliegende Erfindung betrifft eine aufgeladene Zweitakt<B>-</B> BrennkraftmasQhine für Fahrzeugantrieb mit von einer Abgas turbine angetriebenem<B>Spül-</B> und Lade gebläse.
An Brennkraftmaseliinen, die für Fahr zeugantrieb bestimmt sind, wird bekannt lich die Anforderung gestellt, dass das Dreh moment über dem ganzen, oft recht weiten Drehzahlbereicli kons tant bleibt oder wenn möglich noch mit abnehmender Maschinen- drehzalil ansteigt.
Es sind nun aufgeladene Zweitakt-Brenn- kraftmaschinen mit mechanisch angetrie benem<B>Spül-</B> und Ladeg#bläse bekannt, bei welchen diese Anforderung, die eine ange näherte Konstanthaltung des Ladedruches über dem ganzen Drehzahlbereich zur Vor aussetzung hat, dadurch erfüllt wird, dass ein von der Maschine mechanisch angetriebenes, auf Verdrängerwirkung beruhendes<B>Spül-</B> und Ladegebläse (Drehkolbenverdichter, l#oots- geblä,se, Schraubenradgebläse)
vorgesehen wird und der für den Luftdurellsatz wäh rend der Spülung massgebende Zeitquer schnitt der Maschine in Abhängigkeit von der Maschinendrehzahl verändert werden kann, und zwar derart, dass mit abnehmender Drehzahl der Zeitquerschnitt kontinuierlich verkleinert wird. Dies wird bei diesen Ma schinen dadurch erreicht,- dass im Auspuff kanal ein von der Maschine angetriebenes Absperrorgan eingebaut ist, durch welches der Auspuffkanal nach dem Spülvorgang früher (kleine Drehzahl) oder später (grosse Drehzahl) geschlossen wird.
Es ist weiterhin eine Maschine dieser BauaTt bekannt, bei welch<B>'</B> er der grosse Lei stungsaufwand, der für den Antrieb des Ladegebläses erforderlich ist, im Teillast- betrieb, wo der Brennstoffverbrauch beson ders stark von der aufzuwendenden Gebläse- antriebsleistung beeinflusst wird, dadurch herabgemindert wird, dass der vom Gebläse zu liefernde Ladedruck auf einen der betref fenden Teilbelastung der Maschine ausrei- chenden, Wert herabgesetzt wird, indem das Absperrorgan im Auspuffkanal nicht nur in Abhängigkeit von der Maschinendrehzahl verstellt wird,
sondern-auch. in Abhängigkeit von der Masehinenbelastung, und zwar so, dass mit abnehmender Masebinenbelastung das Absperrorgan im Auspuffkanal später geschlossen wird,- so dass bei kleiner Last eine wesentliche Herabsetzung des Ladedruckes und damit eine wesentliche Einsparung an Gebläseantriebsleistung eintritt.
Eine weitere Vereinfachung dieser Ma- seliiue wäre nun zu erreichen, wenn es ge lingen -würde, statt des ziemlich teuren Dreh- ke,lbenverdieliters ein me#chanisch einfacheres Kreiselgebläse zu verwenden. Da aber die Förderhöhe eines s olclien Gebläses von der Antriebsdrehzahl abhängig ist<B>-</B> Drückhölie etwa proportional<B>d</B> ein Quadrat der Dreh zahl<B>-.</B> ist es nicht möglich, bei einfachem mechanischem Antrieb den Ladedruck über dem ganzen Drehzahlbereiell wie gefordert konstant zu halten.
Es würde also ein Zwi- seliengetriebe mit variablem Übersetzungsver hältnis erforderlich sein, mit welchem das Kreiselgebläse über dem ganzen Drehzahl- bereic'h der<B>-</B> Maschine angenähert mit kon stanter Drehzahl angetrieben werden könnte. Eine solche Anordnung fällt aber kompli ziert, teuer und im Wirkungsgrad nachteilig aus.
Wesentlich vorteilhafter ist eine Anord nung, bei welcher das Kreiselgebläse von einer Abgasturbine angetrieben wird, indem damit einerseits ohne mechanische Kompli kation eine von der Masellinendrehzahl unab- häugige Antriebsdrehzahl für den Lader er möglicht und anderseits die Antriebsenergie für den Lader von einer Verlustenergie der Maschine, von der Abgasenergie, aufgebracht wird.
Damit wird es auch möglich, ohne den spez. Brennstoffverbraueli über eine unwirt- sahaftliche Grenze zu steigern, -mit wesentlich höheren Ladedrücken und damit wesentlich höherem, Nutzdruck und grösserer spez. Lei stung zu arbeiten.
Zur Ermögliellung der er- forderlichen Leistungscharakte'ristik durch eine zweckentspreeliende Zusamm--enarbeit zwischen Ladegruppe und Maschine im gan zen Belastungs- und Drehzahlbereich bedarf es nun aber einer entsprechenden Ausbildung der Maschine und der Turbine, welche Ge genstand- der vorliegenden Erfindung ist.
Gemäss derselben ist im Auspuffkanal der Maschine in der Nähe des Arbeitszylinders ein in Abhängigkeit von der Maschinendreh zahl angetriebenes Absperrorgan vorgesehen, dessen Schliesspunkt nach beendigter Aus spülung des Arbeitszylinders während des Betriebes verstellt werden kann, und die<B>Ab-</B> gasturbine ist mitebenfalls -während des Be triebes in ihrem Durchlassquerschnitt ver änderbaren Eintrittsdüsen ausgerüstet.
Die zum Antrieb der Turbine und damit des Gebläses zur Verfügung stehende Energie ist abhängig -vom Wäxmegefälle, das deT Turbine zur Verfügung gestellt werden kann; dieses ist wieder abhängig vom Druckver hältnis, das für die Turbine in Betracht kommt und von der<B>-</B> Gastemperatur vor der Turbine. Das Druckverhältnis für die Tur bine ist gleich ##, wenn mit, p,"#- der Druch. Pa vor der Turbine und mit p.. der Druck der Atmosphäre, in welcher die Maschine arbei tet, bezeichnet wird.
Der Druck vor der Tur bine p," ist aber gleich dem Ladedruck ver mindert um das Druckgefälle Ap,p, das für deir Luftdurchsatz durch die Maschine erfor derlich ist. Die Gastemperatur vor der Tur bine ist abhängig vom Belastungsgrad der, Maschine und vom Spüldurchsatz durch diese.
Bei Vollast und hoher Drehzahl, wenn die Maschine mit grossem Ladedruck PL auf geladen wird, muss zur Erzielung einer ent sprechenden Ladeperiode das Absperrorgan im Auslasskanal bereits vor dem Abschluss der Einlassorgane am Zylinder -geschlossen werden. Der Zylinder wird dann bis zum Abschluss der Einlassöffnungen auf den hohen Ladedruck aufgeladen. Zur Erzielung des erforderlichen Spüldurchsatzes ist bei die sem Betriebszustand ein verhältnismässig gro sses Druckgefälle Ap"p durch die Maschine erforderlich.
Dieses Druckgefälle kann aber von der Ladegruppe überwunden werden, da der Absolutwert des Ladedruches PL gross ist, so dass für die Turbine noch, ein beträcht- liclies Druchgefälle zur Verfügung stellt, und da auch die Abgastemperaturen wegen der hohen Brennstoffbelastung und der hohen Drücke hoch liegen, so dass die Abgasenergie zum Antrieb der Ladegruppe ausreicht.
Soll nun bei abnehmender Maschinend-rehzalil das Drehmoment konstant gehalten werden, so muss auch der Ladedruck PL konstant bleiben. Würden die Steuer- und Durchlassquer- schnitte an der Maschine und der Turbine nie lit verändert, so würde sowohl das Druck- gefäHe durch den Maschinenzylinder für kon stanten Spülüberschuss abnehmen, und es würde auch der Staudruck vor der Turbine absinken;
das Druckgefälle durch den Ma- sebinenzylinder und die Turbine würde bei halber Masebinendrehzahl etwa auf den vier ten Teil vermindert. Das Ladegewicht im Zylinder würde entsprechend der Abnahme des Absolutdruckes der Ladeluft reduziert, womit auch das in die Maschine, eingeführte Brennstoffgewicht herabzusetzen wäre. Die Maschine könnte also das verlangte Dreh moment Dicht halten.
Die gewünschte Ma schinencharakteristik ist erzielbar durch Ver stellung des Schliesszeitpunktes eines Ab- sperrorganes im Auspuffkanal und durch in ihrem Durchlassquerschnitt änderbare Ein trittsdüsen einer Abgasturbine.
Zur Kon- stanthaltuhg des Vollast-Drehmomentes der Maschine kann bei abnehmender Maschinen- dre'hzahl durch früheren Schluss des Absperr organes im luslasskanal der Zeitquerschnitt der Maschine verkleinert werdend so dass bei konstantem Spülüberschuss das Druckgefälle durch den Arbeitszylinder etwa konstant bleibt, und auch der Staudruck vor der Tur bine kann dadurch auf gleicher Höhe gehal ten werden,
dass mit abnehmender Maschinen drehzahl der Durchlassquerschnitt der Ein trittsdüsen verkleinert wird. Der Ladedruck, PL =: <I>P,'<B>+</B></I> JPs, wird dann auf gleicher Höhe gehalten.
Da die-Brennstoffbelastung die gleiche bleiben kann und der Staudruck -vor der Turbine derselbe ist, bleibt auch, das zur Verfügung stehende Wärmegefälle für die Turbine dasselbe, so dass <B>-</B> unter -der Voraussetzung gleichen Gruppenwirkungs grades<B>-</B> die Gruppendrehzahl dieselbe blei ben wird, womit der Lader bei jeder Ma- scIlinendrelizahl die von der Maschine auf genommene Luft unter konstantem Druck an zuliefern imstande sein wird.
Wird bei unveränderlicher Maschinen drehzahl ohne besondere Massnahmen die Be- lastuno, der Maschine verkleinert, so würde wegen der damit verbundenen Verminde rung der Brennstoffmenge und des Anstei gens des Verbrennungsluftüberschusses ein rasches Absinken der Abgastemperaturen verbunden sein.
Die Ladegruppe würde in der Drehzahl so stark absinken, und es würde der Ladedruck so stark abnehmen, dass der erfor derliche Luftüberschuss durch den Maschinen zylinder für dessen Ausspülung nicht mehr genügen würde, indem das Druckgefälle<B>A %</B> im Verhältnis zu dem noch verbleibenden Staudruck vor der Turbine zu gross wäre.
An sieh ist beikleinerer Belastung mit kleinerem Ladedruch PL auszukommen, eine Herabset zung des Ladedruckes muss auch zwecks Ein sparung an Antriebsleistung für das Gebläse herbeigeführt werden wegen des Absinkens der für den Betrieb der Turbine zur Vera fügung stehenden Abgasenergie. Dies ist wie derum durch eine Beeinflussung des Zeit querschnittes der Maschine und durch Ver änderung des Durelilassquerschnittes der Ein trittsdüsen der Turbine möglich.
Sinngemäss kann also bei konstanter Maschinendrehzahl mit abnehmender Maschinenbelastung der Zeitquerschnitt der Maschine durch späteren Schluss des Absperrorganes im Auslasskanal vergrössert werden, so dass für konstanten Spülüberselluss das Druckgefälle<B>A%</B> durch den Maschinenzylinder verkleinert wird, wo bei gleichzeitig zur Herabsetzung des Stau druckes P,3# vor der Turbine der Durelilass- quersc'hnitt der Eintrittsdüsen vor derselben vergrössert wird.
Ein späterer Schluss des Absperrorganes ist statthaft, weil bei Teil last die Aufladeperiode nicht mehr benötigt wird und auch der Schliesspunkt dieses Or-, ganes erst nach dem Abschluss der Einlass- öffnungen des Arbeitszylinders erfolgen kann.
Bei kleiner Maschinenbelastung und entspre- cliend spätem Schluss des Absperrorganes schiebt nach dem Abschluss der Einlassorgane der Arbeitskolben noch einen Teil des Zy- linderinlialtes in den Auslasskanal aus; die entsprechende vom Kolben aufgebrachte Aus- schiebearbeit trägt zu einer Vermehrung der der Turbine<U>zukommenden</U> Abgasenergie bei.
Zweckmässig -wird also die Anwendung einer nur von der Abgasenergie angetriebenen Ladegruppe an Zweitakt-Fahrzeugmotoren in dem für diese Maschinenart breiten Be- lastungs- und Drehzahlbereiel-i dadurch mög- licli gemacht, dass der Schliesspunkt des Ab- sperrorganes im Auslasskanal nach beendigter Ausspülung des Arbeitszylinders so-wohl in Abhängigkeit von- der Maschinendrehzahl als auch in Abhängigkeit von -der Maschinen belastung verstellt wird,
und dass gleichzeitig auch der Durelilassquerschnitt der Eintritts düsen an der Abgasturbine in Abhängigkeit von der Maschinendrehzalil und von der Ma- sellinenbelastung verändert wird.
Insbesondere kann die für einen Fahr zeugmotor verlangte BetriebschaTakteristik dadurch erzielt werden, dass der Abschluss des Absperrorganes im Auslasskanal nach beendigter Ausspülung bei ansteigender Ma schinendrehzahl später und bei zunehmender Maschinenbelastung früher erf olgt, und dass gleichzeitig der Durchlassquersclinitt der Ein trittsdüsen an<B>-</B> der Turbine bei ansteigender Maschinendrehza-hl vergrössert und bei zi-inell- mender Maschinenbelastung verkleinert wird.
Es ist auclt eine Regulieranordnung mög lich, bei welcher der Zeitquerschnitt für die Duj#Clispülung des Arbeitszylinders nur in Abhängigkeit von der Belastung verstellt wird und bei welcher derselbe in Abhängig keit von der Drehzahl -keine Veränderung er fährt.
Weil es erforderlich ist, dass der Lade druck PL bei konstanter Belastung, aber ver- änderliclier Drehzahl konstant bleibt und das Druckgefälle Ap, -durch den Arbeitszylinder mit der Drehzahl bei dieser Regulierungsart <U>abnimmt-,</U> muss mit abnehmender Drehzahl der Staudruck vor der Turbine mit ab nehmender Maschinendrehzalil zunehmen.
Diese Anordnung verlangt also eine Tur- binenbaua,rt, bei welcher der Düsenquer schnitt in Drehzahlabhängigkeit in weiteren Grenzen verstellt werden kann, ohne dass sich eine untragbare Verschlechterung des Tur binenwirkungsgrades einstellt.
Bei dieser Regulierungsart wird vorteil haft der Schliesspunkt des Absperrorganes im Auslasskanal nach beendigter Ausspülung des Arbeitszylinders nur in Abhängigkeit von der Maschinenbelastung verstellt und gleich zeitig der Durchlassquerschnitt der Eintritts düsen an der Abgasturbine sowohl in<B>Ab-</B> hängigkeit von der Maschinendrehzahl als auch in Abhängigkeit von der Maschinen belastung verändert, und zwar so, dass der Abschluss des Absperrorganes im Auslass- kanal nach beendigter Spülung bei zuneh mender Maschinenbelastung früher erfolgt,
und dass der Durchlassquerschnitt; der Ein- trittsdrisen an der Turbine bei ansteigender Maschinendre4zahl vergrössert und bei zu nehmender Maschinenbelastung verkleinert wird.
In den beiliegenden Fig. <B>1</B> bis<B>6-</B> sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegen standes dargestellt.
Fig. <B>1</B> zeigt teils im Querschnitt, teils im Längsschnitt ein erstes Beispiel einer solchen Anordnung; Fig. 2a und<B>2b</B> zeigen die, Druckcharak teristik für Vollast und Teillast der in Fig. <B>1</B> gezeigten Anordnung; - Fig. <B>3</B> zeigt teils im Querschnitt, teils im Längsriss schematisch eine zweite Anord nung; Fig. 4a und 4b zeigen die Druckcharak teristik der in Fig. <B>3</B> dargestellten Anord nung;
Fig. <B>5</B> zeigt schematisch die in Fig. <B>1</B> dargestellte Anordnung, ergänzt durch eine Einrichtung zur automatischen Konstanthal- tung des Ladedruckes PL auf einem der momentanen Maschinenbelastung entspre- elienden Wert;
Fig- <B>6</B> zeigt schematisch die in Fig. <B>3</B> dar gestellte Anordnung mit dem Unterschied, dass die drehzahlabhängigen Verstellbewe- gungen nicht von einem Drellzahlregler, son dern von einem unter der Einwirkung des Druckgefälles Ap,p durch den Arbeitszylin der stellenden Steuerkolben herbeigeführt werden.
In Fig. <B>1</B> vollführt Arbeitskolben<B>1</B> im Arbeitszylinder 2 der im Zweitaktverfahren betriebenen' Brennkraftmaschine seine Hub bewegung und überträgt durch die Sellub- stange <B>3</B> in bekannter Weise seine Arbeits bewegung auf das nicht gezeichnete Trieb werk der Brennkraftmaschine. Dem Arbeits zylinder wird die<B>Spül-</B> und Ladeluft vom Luftvorratsbehälter 4 durch Kanal<B>5</B> und durch die vom Arbeitskolben gesteuerten Ein- lassöffnungen <B>6</B> zugeführt.
Gegen Ende des Ausdehnungshubes strömen die Abgase durch die in diesem Beispiel ebenfalls vom AT- beitskolben <B>1</B> gesteuerten Auslassöffnungen <B>7</B> in den Auslasskanal <B>8.</B> In der- Nähe des Ar beitszylinders ist im Auslasskanal <B>9</B> das von der Maschine angetriebene Absperrorgan-<B>9</B> <B>-</B> im gezeigten Beispiel eine Drehklappe<B>-</B> angeordnet, von welchem der Auslass vor der Zusteuerung der Auslassöffnungen <B>7</B> im Ar beitszylinder,
bei grösseren Belastungen schon vor dem Abschluss der Einlassöffnungen <B>6,</B> abgesperrt wird. Der Brennstoff wird der Maschine von der Einspritzpumpe<B>10</B> über Druckleitung<B>11</B> und Düse 12 zugeführt. Die Bemessung der Einspritzmenge, die ein Mass ist für das von, der Maschine abgegebene Drehmoment und für die Maschinenbelastung, wird durch den an der Einspritzpumpe vor gesehenen Verstellhebel <B>13</B> vorgenommen.
In der Stellung B, des Hebels<B>13</B> wird der Ma-, schine durch die Einspritzpumpe die mini male, für Leerlauf erforderliche Brennstoff menge zugeführt, in der Stellung B, die für Vollast erforderliche Brennstoffmenge. Die für den Betrieb der Maschine erforderliche <B>Spül-</B> und Ladeluft wird von dem Gebläse 14 aus der Atmosphäre vom Druck<B>p.,</B> ange saugt und auf den erforderlichen Ladedruck PL verdichtet und über die Leitung<B>15</B> dem Luftvorratsbehälter 4 an der Maschine zu geführt. Die Verdichtung der Ladeluft er folgt im Laufrad<B>16</B> des Gebläses.
Das Ge- bläselaufrad <B>16</B> ist über die Welle<B>17</B> direkt mit dem Laufrad<B>18</B> der Abgasturbine<B>19</B> verbunden.
Das Gebläse 14/16 wird also nur von der Abgasturbine<B>19</B> angetrieben, eine mechani sche Verbindung mit der Maschine ist nicht vorhanden. Die von der Maschine kommen den Abgase werden vom Auslasskanal <B>8</B> über Leitung<B>2b</B> der Abgasturbine<B>19</B> zugeführt. In der gezeigten Anordnung ist eine Radial- turbine angenommen, welcher die Abgase aus dem Spiralgehäuse 21 über die Leitdüsen 22 radial von aussen zugeführt werden.
Nach den Leitdüsen 22 durchströmen die Abgase unter Leistungsabgabe das Turbinenlaufrad <B>18</B> und verlassen die Turbine durch den Stutzen<B>23.</B> Sie strömen dort wieder in die umgebende Atmosphäre vom Druck<B>p.,</B> ab. Der Durchströmquerschnitt der Leitdüsen ist verstellbar. Er kann durch Verdrehung der die Düsen bildenden Leitschaufeln 24 verkleinert oder vergrössert werden. In dem in Fig. <B>1</B> gezeigten Schnitt durch einen Teil der Turbine ist eine Möglichkeit für diese Verstellung der Leitsehaufeln 24 angedeutet. Die einzelnen Leitschaufeln 24 besitzen Dreh zapfen<B>25,</B> die im Turbinengehäuse<B>19</B> dreh bar gelagert sind.
Auf den Drehzapfen sitzen Hebel<B>26,</B> die mit Zapfen<B>27</B> in Nuten eines um die Turbinenachse drehbar gelagerten Ringes<B>28</B> eingreifen. Einer der Hebel,<B>26',</B> ist als Doppelhebel ausgeführt, mit welchem mit der Verdrehung der zugehörigen Leit- schaufel der Ring<B>28</B> verdreht wird, so dass alle Leitschaufeln die entsprechende Dreh bewegung ausführen.
In der Stellung L, des Hebels<B>26'</B> sind die Leitschaufeln in einer Lage, welche dem grössten Durc'hströmquer- schnitt der Eintrittsdüsen entspricht, in der Stellung'L, des Hebels<B>26'</B> ist dieser Durch- strömquerschnitt auf den kleinsten Wert ge bracht<B>*</B> <B>-</B> inFig.listdasdenAuslasskana18steuernde Absperrorgan<B>9,</B> im gezeigten Beispiel eine Drehklappe, teilweise noch im Seitenriss ge zeichnet<B>* -</B> Die Drehklappe <B>9</B> wird von einer Welle<B>29</B> angetrieben,
die am Ende ein mehr gängiges Schraubengewinde <B>30</B> trägt, in wel ches eine Verschiebemuffe<B>31</B> eingreift. Die Verschiebemuffe<B>31</B> greift anderseits mit ge raden Keilen in ein Keilwellensfück <B>32</B> ein, das am Ende der A-utriebswelle <B>33,</B> vor gesehen ist. Auf der Antriebswelle <B>33</B> ist in bekannter Weise ein Fliehkraftregler 34 gelagert, dessen Fliehgewichte auf eine Ver- stellmuffe <B>35</B> einwirken. Die Antriebswelle <B>33</B> wird von der Maschine angetrieben.
Jeder Maschinendrehzahl entspricht eine bestimmte Stellung der Verstellmuffe <B>35.</B> Die Ver- siellmuffe <B>35</B> trägt eine zweite-Nute <B>36,</B> in welche ein Mitnehmer eines Schwenkhebels <B>37</B> eingreift. Der mittlere Drellpunkt <B>38</B> des Schwenkhebels<B>37</B> nimmt<B>je</B> nach Maschinen drehzahl eine bestimmte Stellung ein. Bei grösste Drehzahl befindet sieli- dieser Dreh punkt in der Lage<B>D,</B> bei kleinster Drehzahl in der Lage D,. Das obere Ende 40 des Schwenkhebels<B>37</B> ist durch eine Stange<B>39</B> mit dem Hebel<B>13</B> an der Brennstoffpumpe verbunden.
Jeder Einspritzmenge und damit jeder Maschineubelastung entspricht eine be stimmte Lage des obern Drehpunktes des Schwenkhebels<B>37.</B> Bei kleinster Belastung liegt er in B,.', bei grösster Belastung in BJ- Das untere, Ende 41 des Schwenkhebels<B>37</B> ist über eine Stange 42 mit dem untern Ende 43 eines im festen Drehpunkt 44 angelenkten Hebels 45 verbunden. Ein Mitnehmer des Hebels 45 greift in eine Nute der Verschiebe- muffe <B>31</B> ein.
Diese Muffe<B>31</B> wird also beim Verschwenken des Hebels 45 seitlich verscho- .ben. Bei dieser Bewegung nimmt sie eine Winkelverstellung zwischen der Antriebs welle<B>33</B> und der Welle<B>29</B> des Absperr- organes <B>9</B> im Auslasskanal <B>8</B> vor, so dass der Auslasskanal früher oder später zugesteuert wird. Wird durch den Hebel 45 die Muffe <B>31</B> nacli rechts, verschoben, so schliesst das Absperrorgan<B>9</B> später, bei Verschiebung nach links früher.
In der Stellung<B>A,-</B> des Ilebelendes 43 schliesst das Absperrorgaii den Auslasskanal, im Steuerdiagramm der Ma schine betrachtet spät, erst nach Abschluss der Pinlassorgane am Ärbeitszylinder, in<B>1</B> der Stellung A, bereits früh, etwa bei der untern Totpunktlage des Arbeitskolbens.
Am Hebelende 43 ist nun noch das obere Gabelende 44' eines Schwenkhebels 45'. an- gelenkt, der um einen mittleren festen Dreh punkt 46 drehbar gelagert ist. Das untere Ende 47 dieses Schwenkliebels ist durch eine Stange 48 mit dem obern Ende des Hebels <B>26'</B> der Leitschaufelverstellung an der Tur bine verbunden.
Die in Fig. <B>1</B> dargestellte Anordnung arbeitet nun bei den verschiedenen Verände rungen des Betriebszustandes der Maschine Wie folgt: a) Belastung, das heisst Einspritzmenge bleibt konstant, aber Drehzahl steigt: oberes Ende 40 des Schwenkhebels<B>37</B> bleibt an Ort, Verstellmuffe <B>35</B> wird nach rechts verscho ben, da die Fliehgewichte des Drehzahl reglers nach aussen schwingen. Unteres Ende 41 des Schwenkhebels bewegt sieh a-Lich nach rechts. Verschiebemuffe<B>31</B> wird ebenfalls nach rechts gezogen, das Absperrorgan<B>9</B> im Auslasskanal <B>8</B> schliesst später, der Zeitquer schnitt der Maschine wird damit vergrössert.
Gleichzeitig wird das obere Gabelende 44' des Schwenkliebels 45' nach rechts bewegt, das untere Ende 47 dieses Hebels schiebt sich. nach links, der Hebel<B>26'</B> an der Leitschaufel- verstellung wird gegen L, zu verlagert, die Leitschaufeln werden auf grösseren Durch- tritisquerschnitt eingestellt.
Also konstante Belastung, steigende Drehzahl: Absperrorgan im Auslasskanal schliesst später, Durchtritts- querschnitt an den Eintrittsdüsen der Tur bine wird vergrössert.<B>A%</B> bleibt konstant, Druckgefälle durch die Turbine bleibt trotz grösserem Gasgewicht etwa konstant, Dreh zahl der Ladegruppe bleibt etwa konstant.
<B>b)</B> Drehzahl der Maschine bleibt unver# ändert, aber die Belastung (Einspritzmenge) wird vergrössert: Hebel<B>13</B> an der Einspritz pumpe wird in Richtung B, -verschwenkt. Über Stange<B>39</B> wird das obere Ende 40 des Schwenkhebels<B>37</B> nach rechts, in Richtung B,' bewegt. Da die Drehzahl niel-it geändert wird, bleiben- Muffe<B>35</B> und Drehpunkt<B>38</B> in ihrer bisherigen Lage.
Das untere, Ende 41 des Schwenkhebels<B>37</B> schlägt nach links aus und bewegt das untere Ende 43 des Hebels 45 ebenfalls nach links in Richtung auf<B>A,</B> Dadurch wird die Verschiebemuffe<B>31</B> eben falls nach links verschoben; zwischen An triebswelle<B>33</B> und Absperrorgan<B>9</B> tritt eine Winkelverstellung ein im Sinne eines frü heren Abschlusses des'Auslasskanals <B>8.</B> Die Ladeperiode für den Arbeitszylinder wird vergrössert, womit das Frischluftgewiclit im Zylinder zunimmt und der grösseren Ein- spritzmenge angepasst wird.
Das Friseliluft- gewiellt erfährt auch eine Steigerung, indem der Ladedruck PL ansteigt, weil gleichzeitig mit der Verschiebung des Anlenkpunktes 43 nach links der Hebel 45' verseltwenkt wird, so dass sich das Hebelende 47 nach rechts bewegt und über Stange 48 der Hebel<B>26'</B> in Richtumg L, versellwenkt wird. Damit er folgt eine Schliessbewegung der Leitschaufeln 24 und eine Verkleinerung des Durchström- querschnittes der von diesen gebildeten Ein trittsdüsen zur Turbine.
Der Staudruck p,4' vor der Turbine steigt an, die der Turbine zukommende Abgasenergie nimmt zu, die Drehzahl der Ladegruppe wird grösser, womit der Druck der vom Gebläse geförderten Luft ebenfalls gesteigert wird.
Werden gleichzeitig sowohl die Belastung als auch die Drehzahl der Maschine geändert, so werden von der in Fig. <B>1</B> gezeigten Ein richtung die sinngemässen kombinierten Re gelbewegungen ausgeführt.
In den Fig. 2a und<B>2b</B> sind Kennlinien für die DruckverhältnissQ, wie sie sich bei der nach Fig. <B>1</B> vorgesehenen Einrichtung er geben, aufgetragen, und zwar zeigt Fig. 2a die Verhältnisse bei Vollast und Fig. <B>2b</B> die jenigen bei Teillast.
In -diesen Figuren sind über der Maschinendrehzahl nm der Lade druck sowie der Verlauf des Staudruckes p,* -vor der Turbine, wie er sich bei verschiedener Einstellung des Absperrorganes im Auslass- kanal ergibt sowie inft verschiedener Ein stellung des Durchstr#öniquerschnittes am Tur bineneintritt.
Von der Linie liL <B>=</B> konst. nach abwärts ist das in Abhängigkeit von der Maschinendrelizahl für konstanten Spül- überseliuss bei fester Einstellung der Schliess- pliase des Absperrorganes erforderliche Druck gefälle Ap, durch den Maschinenzylinder aufgetragen.
Für jede Einstellung des Ab- sperrorganes, entsprechend jeweiligen Zeit- quers:chnitten f"m, f"m, f'#,m <B>...<I>f</I></B> '.m an der Maschine, ergibt sich<B>je</B> eine parabolische Kurve. f':#m entspricht einem spä;
ten, f'"m einem frühen Abschluss des Absperrorganes. In analoger Weise sind für verschiedene Grö ssen des Durchströmquerschnittes der Leit- düsen der Turbine f',T, f'#C <B>...</B> f',IT die jeweils sich ergebenden Druckgefälle APT aufgetra gen. Vorausgesetzt ist, dass der Umgebungs druck, in dem die Maschine arbeitet,<B>1</B> ata beträgt.
Für jeden Dureliströmquerschnitt ergibt sich ebenfalls eine parabolische Kurve. Der Ladedruck _PL bleibt über dem ganzen Drehzahlbereicli konstant auf dem für Voll- last erforderlichen Wert PLI, wenn immer 'JPTI <B>+</B> A PspI #-- PLI ist.
Die Erfüllung dieser Bedingung ist nach der in Fig.- <B>1</B> gezeigten Anordnung möglich, indem mit abnehmender Drehzahl sowohl der Abschluss des Absperr organes im Auslasskanal der Maschine früher erfolgt, das heisst der Zeitquerselinitt fm ver mindert, wie auch gleichzeitig der Durch- strömquerschnitt am Turbineneintritt fT ver kleinert wird.
Die zugehörigen, beim Regu- iervorgang einzustellenden Querschnitte be stimmen sich daraus, dass die entsprechenden parabolischen Kurven sich auf einer Ge raden, welche den<B>-</B> Staudruck p141 vor der Turbine darstellt, schneiden müssen.
Fig. <B>2b</B> zeigt die analogen Verhältnisse bei Tei-llast, wo, wie bereits geschildert, zur Einsparung an Antriebsleistung für das Ladegebläse, eine Herabsetzung des Lade druckes PL von PL, auf PLI, erforderlich ist, da sonst die Abgasenergie zum Aiitrieb der Gruppe nicht mehr ausreichen würde.
Die <B>-</B>Aufteilung des totalen Druckgef älles pl;---p" muss so vorgenommen werden, dass der Anteil des Druckgefälles durch die Turbine mög lichst gross wird, das heisst das Druckgefälle Ap, durch den Arbeitszylinder muss mög- -lichst klein gehalten werden<B>-</B> um so kleiner, <B>je</B> kleiner die Maschinenbelastung ist.
Haupt- sächlieli muss also der Schliesspunkt des Ab- sperrorganes im Auslasskanal mit abnehmen der Belastung bei konstanter Maschinendreh zahl später verlegt werden. Damit der Stau druck Pill* vor der Turbine sich auf den rich tigen Wert einstellt, bedarf es mit abneh mender Maschinenbelastung auch einer<B>An-</B> passung, und zwar einer Vergrösserung des Durchströmquerschnittes der Turbinendüsen.
In Fig. <B>3</B> ist auch schematisch das Bei spiel einer Einrichtung dargestellt, bei wel- eher der Zeitquerschnitt für die Durch- spülung des Arbeitszylinders nur in Abhän gigkeit von derBelastung verstellt wird, bei welcher derselbe aber bei konstanter Ma schinenbelastung und veränderlicher Dreh zahl konstant belassen wird.
Bei dieser An ordnung wird nur mit dem -Verstellhebel. <B>13</B> an der Einspritzpumpe<B>10,</B> mit welchem die Einspritzmenge verändert wird, auf die Pha senverstellung des Absperrorganes <B>9</B> im Aus- lasskanal <B>8</B> eingewirkt, nicht aber vom Dreh zahlregler 34.
Auf die Verstelleinrichtung für den Durchlassquerschnitt an der Abgas turbine, auf die Hebel<B>26, 26',</B> den Verstell- ring <B>28</B> und die nicht gezeichneten Leit- schaufeln wird hingegen gleichzeitig vom Verstellhebel <B>13</B> an der Einspritzpumpe wie vom Drehzahlregler 34 aus eingewirkt.
Sinn gemäss finden die Verstellbewegungen wie folgt statt: Bei konstanter Maschinendreh zahl und abnehmender Maschinenbelastung werden sowohl das Absperrorgan<B>9</B> auf spä teren Abschluss als auch die Eintrittsdüsen an der Turbine auf grösserön Durchlassquer- schnitt eingestellt. Bei konstanter Maschi nenbelastung, aber abnehmender Maschinen drehzahl bleibt die Einstellung des Absperr- organes <B>9</B> unverändert, und es wird nur an der' Turbine der Durchströmquerschnitt der Einlassdüsen verkleinert.
Im ersteren Falle, das heisst bei konstanter Drehzahl und abneh mender Belastung, wird Hebel<B>13</B> an der <U>Einspritzpumpe</U> in Richtung a;d B, auf kleinere Einspritzmenge verstellt. Dabei wird von Stange<B>39,</B> die am obern Ende 49 eines in einem festen Drehpunkt<B>50</B> gelagerten Ile- bels <B>51</B> angreift, dieser letztere Hebel ent gegen dem Uhrzeigersinn verschwenkt. Mit seinem untern Ende greift Hebel<B>51</B> in- die Mitnehmernute der Verschiebemuffe <B>31</B> ein und verschiebt diese in Richtung auf A,
wo durch der Schliesspunkt des Absperrorganes <B>9</B> im Auslasskanal <B>8</B> später verlegt wird. Gleichzeitig wird auch der um einen festen Drellpunkt 52 schwenkbare Winkelebel <B>53</B> im Uhrzeigersinn verdreht. Am horizontalen Schenkel dieses Hebels ist die Stange 54 an- gelenkt., welche an einem Ende 55 eines in einer Geradführung <B>56</B> verschiebbar gelager ten Balancierhebels <B>57</B> angreift.
Das andere Ende<B>58</B> dieses Balancierhebels <B>57,</B> das über ei-ne Stange<B>59</B> mit einem ebenfalls um einen Fixpunkt<B>60</B> schwenkbaren Winkelhebel<B>61</B> verbunden ist, der mit seinem senkrechten Schenkel in die Mitnehmernute der Verstell- muffe <B>35</B> des Drehzahlreglers 34 eingreift, bildet bei konstanter Drehzahl Momentan- zentrum. Hebel<B>57</B> wird also um Punkt<B>58</B> nach aufwärts geschwenkt.
An dem in der Geradführung <B>56</B> geführten Punkt<B>62</B> des Hebels<B>57</B> ist eine Stange<B>63</B> angelenkt, welche die Bewegung vom Punkt<B>62</B> auf den Verstellhebel <B>26'</B> der Düsenverstellung an der Turbine überträgt. Beim Aufwärtsschwenken von Punkt<B>62</B> wird Hebel<B>26'</B> gegen die Stel lung L, hin bewegt, das heisst in Offnungs- richtung für die Eiutrittsdüsen der Turbine. i Im zweiten Falle, das heisst wenn die Be lastung konstant gehalten wird, und sich aber die Maschinendrehzahl verändert, z. B.
verkleinert, bleiben der Hebel<B>13</B> und damit der Hebel<B>51</B> und die Verschiebemuffe<B>31</B> #i in ihrer bisherigen Lage, der Schliesspunkt des Abschlussorganes <B>9</B> bleibt unverändert. Auch der Winkelhebel<B>53</B> wird festgehalten, so dass der linke Endppnkt 55 des Balancier- hebels <B>57</B> seine Lage nicht verändert; er bil det Momentanzentrum für die Bewegung des Hebels<B>57.</B> Mit abnehmender Drehzahl be wegt sich die Verstellmuffe <B>35</B> des Drehzahl reglers 34 nach links gegen die Lage<B>D,</B> zu.
Der in die Mitnehmernute der Muffe<B>35</B> ein greifende Winkelhebel<B>61</B> wird um Punkt<B>60</B> entgegen dem Uhrzeigersinn verdreht, wo.- durch Punkt<B>58</B> des um Punkt<B>55</B> schwingen den Balancierhebels <B>57</B> nach unten verlagert wird. Auch der Anlenkpunkt <B>62</B> bewegt sieh abwärts, und es wird über Stange<B>63</B> der Hebel<B>26'</B> für. die Düsenv'erstellung gegen Punkt L, hin in Richtung einer Verkleine- rung des Düsenquerschnittes verstellt.
Bei gleichzeitiger Änderung der Maschi nenbelastung und Drehzahl spielen sich<U>die</U> drehzahlabhängigen und die belastungsab hängigen Verstellbewegungen <B>,</B> sinngemäss gleichzeitig ab, das heisst es wird die Schliess phase des Absperrorganes nur belastungs abhängig, der Öffnungsquerschnitt der Tur binendüsen hingegen belastungs- und dreh zahlabhängig verstellt.
In den Fig. 4a und 4b sind Kennl <B>-</B> inien für die Druckverhältnisse, wie sie sich bei der nach Fig. <B>3</B> vorgesehenen Einrichtung er geben, aufgetragen, und zwar zeigt Fig. 4a die Verhältnisse bei Vollast und Fig.- 4b die jenigen bei Teillast.
Die DarstAlung ist die selbe wie in den Fig. 2a und<B>2b.</B> Da die Ein stellung des Absperrorganes im Auslasskanal nur in Abhängigkeit<B>'</B> von der Maschinen belastung verändert wird, und dasselbe in Abhängigkeit von der Drehzahl keine Ver stellung erfährt, ist auf Fig. 4a und 4b, der Staudruck p,-' durch nur eine parabelähn- liche Kurve dargestellt.
Damit der für Kon- stanthaltung des Ladedruckes PL in Abhän gigkeit von der Maschinendrehzahl nm er forderliche Verlauf des Staudruckes<B>-</B> Pi" auf - rechterhalten wird, muss die Verstellung des Durchströmquerschnittes der Eintrittsdüsen an der Turbine in etwas grösserem Bereiche erfolgen, wie bei der in den Fig. <B>1,</B> 2a,<B>2b</B> gezeigten Einrichtung.
Die in Fig. <B>3</B> gezeigte Eiur ichtung hat den Vorteil, dass die SeLliesspliase des<B>Ab-</B> sperrorganes<B>9</B> im Auslasskanal nur von einer Betriebsgrösse verstellt werden muss, Es ver langt aber eine Turbinenkonstruktion, die in <B>5</B> weiterem Verstellbereich der Eintrittsdüsen noch mit gutem Wirkungsgrad arbeitet.
Die in den Fig. <B>1</B> und<B>3</B> gezeigten Ein richtungen können noch durch zusätzliche Or- gane ergänzt werden, die es ermöglichen, dass# der für jede Maschinenbelastung erforder liche Ladedruck PL selbsttätig einreguliert wird, indem von einem Kolben, der einer seits unter der Einwirkung des Ladedruckes, anderseits unter der Einwirkung einer in<B>Ab-</B> hängigkeit von der in die Maschine einge führten Brennstoffmenge veränderbaren Fe derspannung steht,
das Verhältnis zwischen dem von der Einstellung des Absperrorganes im Auslasskanal bestimmten Zeitquerschnitt der Maschine und dem Durchlassquerscb-nitt der Eintrittsdüsen der Abgasturbine derart beeinflusst wird, dass bei konstanter Xa- schinendrehzahl und konstanter Einspritz- menge, aber abnehmendem Ladedruck gleich zeitig der Zeitquerschnitt der Maschine ver grössert und der Öffnungsquerschnitt der Turbinendüsen verkleinert wird,
wodurch das in der Turbine ausnutzbare Druckgefälle und damit die Turbinenleistung anwachsen und die Drehzahl, mit der das Lad-egebläse angetrieben wird, und dessen Förderhöhe auf den verlangten Wert gesteigert werden.
Bei Überschreitung des eingestellten Lade druckes werden von dem Steuerkolben die Turbinendüsen geöffnet und der Zeitquer schnitt der Maschine verkleinert, wodurch die Drehzahl der Ladegruppe und damit der Ladedruck wieder absinken.
In Fig. <B>5</B> ist eine solche Einrichtung, auf die in Fig. <B>1</B> gezeigte Anordnung angewen det, schematiseli dargestellt. Dieselbe Mass nahme kann auch bei der in Fig. <B>3</B> gezeigten Anordnung vorgesehen werden.
Wie aus Fig. <B>5</B> zu ersehen ist, wirkt das obere Ende<B>65</B> des Balancierhebels 64, welcher sowohl in Abhän gigkeit von der Motordrehzalil wie auch in Ab- hängigkeitvon derMaschinenbelastungbewegt wird, über Stange<B>66</B> auf zwei zweiarmige Hebel<B>67</B> und<B>68,</B> die in den mittleren- Lager stellen<B>69</B> und<B>70</B> verschiebbar gelagert sind. Das untere Ende des Hebels<B>67</B> und das obere Ende des Hebels<B>68</B> sind aneinander ange- lenkt und mit der Stange<B>66</B> verbunden.
Das obere Ende des Hebels<B>67</B> greift in die Mit- nehmernut der Verschieberauffe <B>31</B> der Pha senverstellung für das Absperrorgan im Aus- lasskanal ein.
Das untere Ende des Hebels<B>68</B> ist mit einer Gabel am Verstellhebel <B>26'</B> der Querschnittsregulierung der Turbinenein- trittsdüsen angelenkt. Die mittleren ver- schiebbaTen Lagerpunkte der Hebel<B>67</B> und <B>68</B> sind über Gestänge mit den zwei -verti kalen Schenkeln eines in einem Festpunkt drehbar gelagerten dreiarmigen Hebels<B>71</B> verbunden. Das Ende<B>72</B> des dritten Sel:Len- kels dieses dreiarmigen Hebels<B>71</B> ist über eine Stange<B>73</B> mit dem dicht in einem Steuerzylinder 74 gleitenden Kolben<B>75</B> ver bunden.
Die untere Seite dieses Kolbens<B>75</B> steht unter der Einwirkung des Ladedruckes pL; auf die obere Seite wirkt die ]Kraft einer Rückführfeder <B>76.</B> Diese Rückführfeder <B>76</B> ist in dem verschiebbaren Deckel<B>77</B> des Steuerzylinders abgestützt. Die Lage dieses Deckels<B>77</B> wird von einem Hebel<B>78</B> be stimmt, der über Stange<B>79</B> mit einem dritten Schenkel<B>80</B> des Verstellhebels <B>13'</B> an der Einspritzpumpe verbunden ist. Jeder Ein- spritzmenge ist also eine bestimmte Lage der Federabstützung<B>77</B> zugeordnet.
Die Funktion der in Fig. <B>5</B> gezeigtenZu- satzeinrichtung ist die folgende: Bleiben die'Maschinendrehzahl und die Maschinenbelastung unverändert, sinkt aber der Ladedruck PL aus irgendeinem Grunde unter den gewünschten Wert ab (z.
B. durch Absinken der Abgastemperatur oder durch Ansteigen der Ansaugtemperatur vor dem Gebläse), so -bewegt sich Kolben<B>75</B> etwas nach unten, und der dreiarmige Hebel<B>71</B> wird etwas im Uhrzeigersinn verschwenkt. Dadurch wird der mittlere Lagerpunkt<B>69</B> des Hebels<B>67</B> nach rechts und gleichzeitig der mittlere Lagerpunkt<B>70</B> des Hebels<B>68</B> nach links verlagert. Der gemeinsame An- lenkpunkt der beiden Hebel<B>67</B> und<B>68</B> bleibt stehen, bildet also Momentanzentrum. Durch die Verlagerung des Drehpunktes<B>69</B> nach rechts wird die Verschiebemuffe<B>31</B> ebenfalls etwas nach rechts in Richtung<B>A,.</B> verschoben.
Dadurch wird das Absperrorgan im Auslass- kanal etwas später geschlossen und Ap.,p nimmt ab. Gleichzeitig wird durch die Ver lagerung des Dxelipunktes <B>70</B> nach links der Hebel<B>26'</B> etwas nach links in Richtung L, verschwenkt, wodurch der Durchströmquer- schnitt der Turbinen-Einlassdüsen etwas ver kleinert wird.
Durch diese Verstellbewegung wird also eine Veränderung der Gefälleauf- teilung durchgeführt, indem das Druchgefälle <B>A%</B> durch die Maschine etwas verkleinert und der Staudruch vor der Turbine pi-' etwas gesteigert wird. Die Turbinenleistung wird ansteigen, die Drehzahl der Abgasturbo- gruppe wird zunehmen, womit der Ladedn-tek wieder den verlangten Wert annimmt. Der umgekehrte Vorgang spielt sich ab, wenn der Ladedr-uck den gewünschten Wert über schreitet.
Bleibt die Drehzahl der Maschine unver ändert und -wird die Belastung der Maschine durch Verstellung des Hebels 13' in Richtung auf B" gesteigert, so wird einerseits Ver schiebemuffe<B>31</B> nach links in Richtung -A2 verschoben, wodurch das Abschlussorgan im Auslasskanal früher geschlossen wird, ander seits wird Hebel<B>26'</B> in Richtung auf L, ver- sollwenkt, wodurch der Einlassquerschnitt der Turbinendüsen verkleinert wird.
Gleichzeitig wird aber auch die Federabstützung<B>77</B> tiefer gestellt, was auch, solange der Druck PL noch nicht angestiegen ist, zu einer Abwärtsbewe gung des Steuerkolbens<B>75</B> führt. Damit wird der dreiarmige Hebel<B>71</B> im Uhrzeigersinn verdreht, -wodurch einerseits die eingeleitete Früherstellung der Abschlussphase des Ab- sperrorganes teilweise wieder rückgängig ge macht wird.
Anderseits führt; hingegen durch die Rechtsdrehuno- des Hebels<B>71</B> Hebel<B>26'</B> noch eine zusätzliche Bewegung in Richtung L, -aus, so dass der Anstieg des Staudruckes Pi-11 vor der Turbine durch verstärkte Schliess bewegung der Einlassdüsen beschleunigt wird und die Abgasturbogruppe rasch in ihrer Drehzahl ansteigt.
Auch der Ladedruck wird nun rasch zunehmen, der Kolben<B>75</B> bewegt sieh unter Zusammendrückung der Feder<B>76</B> aufwärts, Hebel<B>71</B> wird im Linksdrelisinn verschwenkt, wodurch nun die Schliessphase des Absperrorganes dem höheren Ladedruck entsprechend früher verlegt wird und die Turbineneintrittsdüsen, die vorübergehend zu klein eingestellt worden waren, wieder etwas geöffnet und endgültig auf den dem erhöhten Ladedruck entsprechenden Wert eingestellt werden.
Mit der in Fig. <B>5</B> gezeigten Einrielltung wird also der Ladedruck pL selbsttätig auf den verlangten, der Einspritzmenge entspre- elienden Wert einreguliert. Gleichzeitig wird mit dieser Anordnimg aber. auch -bei Be lastungsänderung eine beschleunigte An as- sung der Abgasturboladegruppe an den neuen Betriebszustand erreicht.
Diese Zusatzeinrichtung kann auch sinn gemäss bei der in Fig. <B>3</B> gezeigten Anordnung Anwendung finden.
Bei der Anordnung nach Fig. <B>3</B> ist es auch möglich, den etwas teuren Fliehkraft- regler einzusparen, dadurch, dass die dreh- zahlabhäno, eVerstellLung,.lesDurchlassquer- ,#ig sclinittes der Eintrittsdüsen- an der Abgas turbine in Abhängigkeit von dem Druck gefälle durch den Masebinenzylinder zJp", das heisst dem Differenzdruck zwisclien Lade druck vor der Maschine und Staudruck vor der Turbine erfolgt.
Dies kann dadurch erreicht werden, dass die in Abhängigkeit vom Druckgefälle durch die Maschine vorzusehende Verstellung der Durchlassquerselmitte an der Turbine durch einen Steuerkolben erfolgt, auf dessen einer Seite der Druck der Ladeluft und auf dessen Gegenseite der vor den Turbinendüsen herr schende Staudruck sowie die Kraft einer vor gespannten Rückfülirfeder lastet, wobei der Abstützpunkt dieser Rückführfeder in<B>Ab-</B> hängigkeit von der Maschinenbelastung (Ein- spritzmenge) derart verlagert wird,
dass der Steuerkolben bei voller Maschinendrehzahl und veränderlicher Maschinenbelastung trotz des mit ändernder Maschinenbelastung sieh ändernden Druckgefälles durch den Maschi nenzylinder, verursacht durch den späteren oder früheren Schluss des Absperrorganes im Auslasskanal, mindestens angenähert stets dieselbe Stellung einnimmt, so dass bei grosser Maschinenbelastung die Verstellung der Tur binendüsen in Abhängigkeit vom Druck gefälle durch die Maschine im Bereich klei- nerer Düsenquerschnitte erfolgt und bei ab nehmender Belastung der Verstellbereich in Richtung grösserer Düsenquerschnitte ver lagert wird.
Bei der in Fig. <B>6</B> schematisch dargestell ten Anordnung ist am Verstellhebel <B>13</B> der Einspritzpumpe eine Verbindungsstange<B>82</B> angelenkt, von welcher die belastungsabhän gigen Verstellbewegungen an die verschie denen Stellen vermittelt werden. Von Punkt <B>98</B> dieser Stange<B>82</B> wird diese Bewegung über Hebel<B>81</B> auf die Verschiebemuff e<B>31</B> der Phasenverstellung für das Absperrorgan im Auslasskanal übertragen.
Die Stange<B>82</B> ist auch in Punkt<B>85</B> an einem Arm eines zweiarmigen Hebels<B>83,</B> welcher um einen festen Drehpunkt<B>100</B> schwenkbar gelagert ist, angelenkt. Der Endpunkt<B>99</B> des zweiten Armes dieses Hebels<B>83</B> bildet den Dreh punkt für den mit einer Kulisse versehenen Balancierliebel <B>86,</B> der mit seinem untern Ende gabelig an den Verstellhebel <B>26'</B> der Querschnittsverstellung an der Turbine an- gelenkt ist.
Mit seinem obern Ende greift Hebel<B>86</B> in Punkt<B>87</B> an die Kolbenstange <B>88.</B> Diese Kolbenstange<B>88</B> wird von einem Steuerkolben<B>89</B> betätigt<B>-</B> gezeichnet ist ein Biegehautkolben <B>-</B> der sich in einem Steuerzylinder<B>90</B> bewegt. Auf die eine, die linke Seite dieses Steuerholbens wirkt der Ladedruck PL, auf die andere, die rechte Seite dieses Steuerkolbens der Staudruck p,-" vor der Turbine. Der Kolben steht also unter der Einwirkung des Druekgefälles ,dP#p =: PL <B>-</B> W' durch den Maschinenzylinder.
Der von dieser Druckdifferenz auf den Kolben ausgeübten Kraft hält die Kraft einer vorgespannten Feder<B>91</B> das Gleichgewicht. Jedem Druck gefälle durch den Mascliinenzylinder ent spricht also eine ganz bestimmte Länge der Feder<B>91.</B> Diese Feder<B>91</B> ist nun auf einem verschieb baren Federteller<B>92</B> abgestützt. Der Federtelle r<B>92</B> -wird in Abhängigkeit von der in die Maschine eingeführten Brennstoff menge verschoben. Dies ist bei der gezeigten Anordnung dadurch erreicht, dass am Ende 94 der Stange<B>93</B> ein um einen--festen Dreh punkt<B>95</B> schwenkbarer Hebel<B>96</B> angreift.
Das untere Ende dieses Hebels<B>96</B> greift an Punkt<B>97</B> in die in Abhängigkeit von der Einspritzmenge, das heisst von der Maschi nenbelastung, sich bewegende Stange<B>82</B> ein. Mit dieser Anordnung kann durch entspre chende Bemessung der Federcharakteristik und der Hebelverhältnisse, erreicht werden, dass der Steuerkolben<B>89</B> bei voller Maschi nendrehzahl, aber veränderlicher Maschinen belastung trotz des mit ändernder Maschinen belastung sich ändernden Druckgefälles durch den Maschinenzylinder, verursacht durch den früheren oder späteren Schluss -des Absperr organes im Auslasskanal, -etwa angenähert stets dieselbe Stellung einnimmt.
Der Steuer kolben verlagert sich nur noch in Abhängig keit der durch Drehzahländerung bedingten Änderungen des Druckgefälles Ap", nicht aber in Abhängigkeit der belastungsabhängig bedingten Veränderung dieses Druckgefälles. Steuerzylinder und Steuerkolben übernehmen damit die Funktion des Drehzahlreglers.
Bei den in den Fig. <B>1, 3, 5</B> und<B>6</B> ge zeigten Anordnungen ist schematisch eine Radialturbine. gezeichnet; es kann aber auch jede andere Turbinenbauart zur Anwen dung gelangen, z. B. auch eine Achsial- turbine. Desgleiellen-kann an die Stelle des in-der Zeichnung angegebenen Zentrifugal- gebläses auch ein Achsialgebläse treten.
Bei den in den Fig. <B>1, 3</B> und<B>5</B> gezeigten Anorcl- nungen erfolgt die drehzahlabhängige Ver stellung des Schliesspunktes des Absperr- organes im Auslasskanal und des Durchlass- querschnittes der Eintrittsdüsen der Abgas turbine durch einen Fliehkraftregler. Diese drehzahlabliängigen Verstellbewegungen kön nen auch von einer von der Maschinendreli- zahl abhängigen Druckgrösse (hydraulischer Druck,
pneumatischer Druck) erfolgen, z. B. durch einen Steuerkolben, der* unter der Ein wirkung eines in Abhängigkeit von der Ma- schinendrellzahl sieh ändernden hydraulischen oder pneumatischen Druckes steht (z. B.
Se-limieröldruck, Brennstofförderdruck, -Wirk druck einer der dem Gebläse vorgesehalteten Blende oder Düse ete.). In die gezeigten Re- gulieranordnungen können auch an verschie denen Stellen Kraftverstärker bekannter Bauart eiiigeschaltet werden zur Belierr- schung der erforderlichen Verstellkräfte.
Charged two-stroke internal combustion engine for vehicle propulsion with a capstan and charging fan driven by an exhaust gas turbine. The present invention relates to a supercharged two-stroke internal combustion engine for vehicle propulsion with a flushing and charging fan driven by an exhaust gas turbine.
As is well known, the requirement that the torque remains constant over the entire, often quite wide speed range or, if possible, increases with decreasing machine speed, is made on internal combustion engines intended for vehicle propulsion.
There are now supercharged two-stroke internal combustion engines with mechanically driven flushing and charging blowers are known, in which this requirement, which is an approximated constant maintenance of the charging pressure over the entire speed range, is a prerequisite it is fulfilled that a mechanically driven by the machine, based on displacement effect <B> flushing </B> and charging blower (rotary piston compressor, looser blower, helical gear blower)
is provided and the time cross-section of the machine, which is decisive for the Luftdurellsatz during flushing, can be changed as a function of the machine speed, in such a way that the time cross-section is continuously reduced as the speed decreases. This is achieved with these machines by: - A shut-off device driven by the machine is installed in the exhaust duct, through which the exhaust duct is closed earlier (low speed) or later (high speed) after the flushing process.
A machine of this type is also known, in which <B> '</B> it the great power expenditure required to drive the charge blower in partial load operation, where the fuel consumption is particularly dependent on the blower fan drive power is influenced, is reduced by reducing the boost pressure to be supplied by the blower to a value that is sufficient for the relevant partial load on the machine by adjusting the shut-off element in the exhaust duct not only depending on the machine speed,
but also. as a function of the main load, in such a way that the shut-off device in the exhaust duct is closed later with decreasing load on the main engine - so that with a low load there is a significant reduction in the boost pressure and thus a significant saving in fan drive power.
A further simplification of this measure could be achieved if it were possible to use a mechanically simpler centrifugal fan instead of the rather expensive turntable, oil distributor. But since the delivery head of a solitary blower is dependent on the drive speed <B> - </B> Drückhölie approximately proportionally <B> d </B> a square of the speed <B> -. </B> it is not possible to keep the boost pressure constant over the entire speed range as required with a simple mechanical drive.
An intermediate transmission with a variable transmission ratio would therefore be required, with which the centrifugal fan could be driven approximately at a constant speed over the entire speed range of the machine. Such an arrangement is complicated, expensive and disadvantageous in terms of efficiency.
Much more advantageous is an arrangement in which the centrifugal fan is driven by an exhaust gas turbine, in that on the one hand it enables a drive speed for the charger that is independent of the maselline speed without mechanical complications and on the other hand the drive energy for the charger is obtained from the lost energy of the machine, from the exhaust gas energy.
This also makes it possible without the spec. To increase fuel consumption beyond an inhospitable limit, -with much higher boost pressures and thus much higher useful pressure and greater spec. Performance to work.
In order to enable the required performance characteristics through appropriate cooperation between loading group and machine in the entire load and speed range, however, a corresponding design of the machine and turbine is required, which is the subject of the present invention.
According to the same, in the exhaust duct of the machine near the working cylinder, a shut-off device is provided that is driven depending on the machine speed, the closing point of which can be adjusted during operation after the working cylinder has been flushed out, and the exhaust gas turbine is also equipped with inlet nozzles that can be changed in their passage cross-section during operation.
The energy available to drive the turbine and thus the fan is dependent on the Wäxme gradient that can be made available to the turbine; this again depends on the pressure ratio that comes into consideration for the turbine and the <B> - </B> gas temperature in front of the turbine. The pressure ratio for the turbine is ## if, p, "# - the pressure Pa in front of the turbine and p .. the pressure of the atmosphere in which the machine is working.
The pressure in front of the turbine p, "is equal to the boost pressure but reduced by the pressure gradient Ap, p, which is necessary for the air throughput through the machine. The gas temperature in front of the turbine depends on the load on the machine and on the flushing flow through this.
At full load and high speed, when the machine is charged with high boost pressure PL, the shut-off element in the outlet channel must be closed before the inlet elements on the cylinder are closed to achieve a corresponding charging period. The cylinder is then charged to the high boost pressure until the intake ports are closed. In order to achieve the required flushing throughput, a relatively large pressure gradient Ap "p through the machine is required in this operating state.
This pressure drop can, however, be overcome by the loading group, since the absolute value of the loading pressure PL is large, so that there is still a considerable pressure drop available for the turbine, and the exhaust gas temperatures are also high due to the high fuel load and the high pressures so that the exhaust gas energy is sufficient to drive the charging group.
If the torque is now to be kept constant with decreasing machine end-speed, the boost pressure PL must also remain constant. If the control and passage cross-sections on the machine and the turbine were never changed, the pressure risk through the machine cylinder for constant flushing surplus would decrease, and the dynamic pressure in front of the turbine would also decrease;
the pressure gradient through the mass cylinder and the turbine would be reduced to about the fourth part at half the mass cylinder speed. The charge weight in the cylinder would be reduced in accordance with the decrease in the absolute pressure of the charge air, which would also reduce the fuel weight introduced into the engine. The machine could keep the required torque tight.
The desired machine characteristics can be achieved by adjusting the closing time of a shut-off element in the exhaust duct and through inlet nozzles of an exhaust gas turbine that can be changed in their passage cross-section.
To keep the full load torque of the machine constant, the time cross-section of the machine can be reduced when the machine speed decreases by earlier closure of the shut-off element in the outlet channel, so that with constant flushing excess, the pressure gradient through the working cylinder remains approximately constant, as does the back pressure in front of the turbine can be held at the same height
that as the engine speed decreases, the cross-section of the inlet nozzles is reduced. The boost pressure, PL =: <I>P,'<B>+</B> </I> JPs, is then kept at the same level.
Since the fuel load can remain the same and the dynamic pressure in front of the turbine is the same, the available heat gradient for the turbine also remains the same, so that <B> - </B> assuming the same group efficiency <B > - </B> the group speed will remain the same, so that the supercharger will be able to deliver the air taken in by the machine under constant pressure for every macroscopic number.
If the engine load is reduced without any special measures while the engine speed remains unchanged, the associated reduction in the amount of fuel and the increase in the excess combustion air would result in a rapid drop in exhaust gas temperatures.
The speed of the charging group would drop so much, and the charging pressure would decrease so much that the excess air required by the engine cylinder would no longer be sufficient for it to be flushed out by increasing the pressure gradient <B> A% </B> in proportion to the remaining dynamic pressure in front of the turbine would be too high.
As a matter of fact, a lower load pressure PL is sufficient for a smaller load; a reduction in the load pressure must also be brought about in order to save drive power for the fan due to the drop in the exhaust gas energy available for operating the turbine. This is in turn possible by influencing the time cross section of the machine and by changing the Durelilass cross section of the inlet nozzles of the turbine.
Accordingly, with constant machine speed and decreasing machine load, the time cross-section of the machine can be increased by later closing the shut-off device in the outlet channel, so that the pressure gradient <B> A% </B> through the machine cylinder is reduced for a constant flushing excess, which at the same time leads to a reduction of the back pressure P, 3 # in front of the turbine of the Durelilass cross section of the inlet nozzles in front of the same is increased.
A later closure of the shut-off element is permitted because at partial load the charging period is no longer required and the closing point of this element can only take place after the inlet openings of the working cylinder have been closed.
In the event of a low machine load and a corresponding late closing of the shut-off element, after the inlet elements have been closed, the working piston still pushes part of the cylinder inlet into the outlet channel; the corresponding expulsion work applied by the piston contributes to an increase in the exhaust gas energy <U> coming </U> to the turbine.
Expediently, the use of a charging group, driven only by the exhaust gas energy, of two-stroke vehicle engines in the wide load and speed range for this type of machine is made possible by the fact that the closing point of the shut-off element is in the outlet channel after the flushing out of the The working cylinder is adjusted depending on the machine speed as well as depending on the machine load,
and that at the same time the Durelilass cross section of the inlet nozzles on the exhaust gas turbine is changed as a function of the machine speed and the maseline load.
In particular, the operating characteristics required for a vehicle engine can be achieved by closing the shut-off element in the outlet channel after flushing is completed later with increasing machine speed and earlier with increasing machine load, and that at the same time the cross-flow of the inlet nozzles at <B> - < / B> the turbine is enlarged with increasing machine speed and reduced in size with increasing machine load.
A regulating arrangement is also possible in which the time cross-section for the Duj # Clis flushing of the working cylinder is only adjusted depending on the load and in which the same does not change depending on the speed.
Because it is necessary that the boost pressure PL remains constant at constant load but variable speed and the pressure gradient Ap, -due to the working cylinder with the speed with this type of regulation <U>, </U> must be with decreasing speed the back pressure in front of the turbine increases with decreasing machine speed.
This arrangement therefore requires a turbine construction in which the nozzle cross-section can be adjusted within wider limits as a function of the speed, without an intolerable deterioration in the turbine efficiency.
With this type of regulation, the closing point of the shut-off element in the outlet channel is only adjusted depending on the machine load after the working cylinder has been flushed out, and at the same time the passage cross-section of the inlet nozzles on the exhaust gas turbine both as a function of the engine speed as well as depending on the machine load, in such a way that the shut-off element in the outlet channel is closed earlier after the flushing process is completed and the machine load increases,
and that the passage cross section; the inlet throat on the turbine increases with increasing engine speed and decreases with increasing engine load.
In the accompanying Figs. <B> 1 </B> to <B> 6- </B>, exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown.
FIG. 1 shows, partly in cross section and partly in longitudinal section, a first example of such an arrangement; Fig. 2a and <B> 2b </B> show the pressure characteristics for full load and partial load of the arrangement shown in Fig. 1; - Fig. 3 shows partly in cross-section, partly in a longitudinal view schematically a second arrangement; Fig. 4a and 4b show the Druckcharak teristik of the arrangement shown in Fig. 3 </B>;
FIG. 5 shows schematically the arrangement shown in FIG. 1, supplemented by a device for automatically maintaining the boost pressure PL constant at a value corresponding to the current machine load;
Fig- <B> 6 </B> shows schematically the arrangement shown in FIG. 3, with the difference that the speed-dependent adjustment movements are not controlled by a torque regulator, but by one under the influence of the Pressure drop Ap, p can be brought about by the working cylinder of the actuating control piston.
In FIG. 1, working piston <B> 1 </B> in the working cylinder 2 of the internal combustion engine operated in the two-stroke process performs its stroke movement and transmits it through the sellub rod <B> 3 </B> in a known manner Way his work movement on the engine, not shown, of the internal combustion engine. The rinsing and charge air is supplied to the working cylinder from the air reservoir 4 through channel 5 and through the inlet openings 6 controlled by the working piston.
Towards the end of the expansion stroke, the exhaust gases flow through the outlet openings <B> 7 </B>, also controlled by the AT working piston <B> 1 </B> in this example, into the outlet channel <B> 8. </B> In the- Near the working cylinder, in the outlet channel <B> 9 </B>, the shut-off device - <B> 9 </B> <B> - </B> in the example shown is a rotary flap <B> - </ B driven by the machine > arranged, of which the outlet before the control of the outlet openings <B> 7 </B> in the working cylinder,
in the case of greater loads, it is shut off before the inlet openings <B> 6 </B> are closed. The fuel is fed to the machine from the injection pump 10 via the pressure line 11 and nozzle 12. The measurement of the injection quantity, which is a measure of the torque delivered by the machine and for the machine load, is carried out by the adjusting lever 13 provided on the injection pump.
In position B, the lever <B> 13 </B>, the machine is supplied by the injection pump, the minimal amount of fuel required for idling, in position B, the amount of fuel required for full load. The flushing and charge air required for the operation of the machine is sucked in by the blower 14 from the atmosphere at pressure <B> p., </B> and is compressed to the required charge pressure PL and via the Line <B> 15 </B> led to the air reservoir 4 on the machine. The charge air is compressed in the impeller <B> 16 </B> of the blower.
The fan impeller <B> 16 </B> is connected directly to the impeller <B> 18 </B> of the exhaust gas turbine <B> 19 </B> via the shaft <B> 17 </B>.
The fan 14/16 is therefore only driven by the exhaust gas turbine 19; there is no mechanical connection to the machine. The exhaust gases coming from the machine are fed from the outlet channel <B> 8 </B> via line <B> 2b </B> to the exhaust gas turbine <B> 19 </B>. In the arrangement shown, a radial turbine is assumed to which the exhaust gases from the spiral housing 21 are fed radially from the outside via the guide nozzles 22.
After the guide nozzles 22, the exhaust gases flow through the turbine runner <B> 18 </B> with power output and leave the turbine through the nozzle <B> 23. </B> There they flow again into the surrounding atmosphere at pressure <B> p. , </B>. The flow cross-section of the guide nozzles is adjustable. It can be reduced or enlarged by rotating the guide vanes 24 forming the nozzles. In the section through part of the turbine shown in FIG. 1, a possibility for this adjustment of the guide vanes 24 is indicated. The individual guide vanes 24 have pivot pins <B> 25 </B> which are rotatably mounted in the turbine housing <B> 19 </B>.
On the pivot pin sit levers <B> 26 </B> which engage with pins <B> 27 </B> in grooves of a ring <B> 28 </B> rotatably mounted about the turbine axis. One of the levers, <B> 26 ', </B> is designed as a double lever, with which the ring <B> 28 </B> is rotated with the rotation of the associated guide vane, so that all guide vanes perform the corresponding rotary movement To run.
In position L, of the lever <B> 26 '</B>, the guide vanes are in a position which corresponds to the largest throughflow cross-section of the inlet nozzles, in position L, of the lever <B> 26' </ B> this flow cross-section is brought to the smallest value <B> * </B> <B> - </B> in Fig. List the shut-off element <B> 9 controlling the outlet ducts, </B> in the example shown a rotary valve, partly still Drawn in side elevation <B> * - </B> The rotary flap <B> 9 </B> is driven by a shaft <B> 29 </B>,
which at the end has a more common screw thread <B> 30 </B>, into which a sliding sleeve <B> 31 </B> engages. On the other hand, the sliding sleeve <B> 31 </B> engages with straight wedges in a spline shaft base <B> 32 </B>, which is seen at the end of the drive shaft <B> 33 </B>. A centrifugal governor 34 is mounted in a known manner on the drive shaft 33, the centrifugal weights of which act on an adjusting sleeve 35. The drive shaft <B> 33 </B> is driven by the machine.
A certain position of the adjusting sleeve <B> 35 </B> corresponds to each machine speed. The verifiable sleeve <B> 35 </B> has a second groove <B> 36 </B> in which a driver of a swivel lever < B> 37 </B> engages. The middle twist point <B> 38 </B> of the swivel lever <B> 37 </B> assumes a certain position <B> depending </B> on the machine speed. At the highest speed, this pivot point is in position <B> D, </B> at the lowest speed in position D ,. The upper end 40 of the pivot lever <B> 37 </B> is connected to the lever <B> 13 </B> on the fuel pump by a rod <B> 39 </B>.
Each injection quantity and thus each machine load corresponds to a certain position of the upper pivot point of the pivoting lever <B> 37. </B> With the smallest load it is in B,. ', With the greatest load in BJ- The lower, end 41 of the pivot lever < B> 37 </B> is connected via a rod 42 to the lower end 43 of a lever 45 articulated in the fixed pivot point 44. A driver of the lever 45 engages in a groove of the sliding sleeve <B> 31 </B>.
This sleeve <B> 31 </B> is thus shifted laterally when the lever 45 is pivoted. During this movement, it adjusts the angle between the drive shaft <B> 33 </B> and the shaft <B> 29 </B> of the shut-off element <B> 9 </B> in the outlet channel <B> 8 </ B>, so that the exhaust port is closed sooner or later. If the sleeve <B> 31 </B> is shifted to the right by the lever 45, the shut-off element <B> 9 </B> closes later, and earlier if it is shifted to the left.
In the position <B> A, - </B> of the ilebel end 43, the shut-off device closes the outlet channel, viewed late in the control diagram of the machine, only after the pinhole members have been closed on the working cylinder, in position A , early on, for example at the bottom dead center position of the working piston.
The upper fork end 44 'of a pivot lever 45' is now still at the lever end 43. articulated, which is mounted rotatably about a central fixed pivot point 46. The lower end 47 of this pivot lever is connected by a rod 48 to the upper end of the lever 26 'of the guide vane adjustment on the turbine.
The arrangement shown in FIG. 1 now works with the various changes in the operating state of the machine as follows: a) Load, that is to say the injection quantity remains constant, but the speed increases: upper end 40 of the pivot lever 37 </B> remains in place, the adjusting sleeve <B> 35 </B> is moved to the right, as the flyweights of the speed controller swing outwards. See a-Lich lower end 41 of the pivot lever moves to the right. The sliding sleeve <B> 31 </B> is also pulled to the right, the shut-off element <B> 9 </B> in the outlet channel <B> 8 </B> closes later, thus increasing the machine's time cross-section.
At the same time, the upper fork end 44 'of the pivoting lever 45' is moved to the right, the lower end 47 of this lever moves. to the left, the lever <B> 26 '</B> on the guide vane adjustment is shifted against L, the guide vanes are adjusted to a larger passage cross-section.
So constant load, increasing speed: the shut-off element in the outlet channel closes later, the passage cross-section at the inlet nozzles of the turbine is increased. <B> A% </B> remains constant, pressure gradient through the turbine remains roughly constant despite the greater gas weight, speed the loading group remains roughly constant.
<B> b) </B> The engine speed remains unchanged, but the load (injection quantity) is increased: Lever <B> 13 </B> on the injection pump is swiveled in direction B. The upper end 40 of the pivoting lever 37 is moved to the right, in the direction of B, via the rod <B> 39 </B>. Since the speed is not changed, socket <B> 35 </B> and pivot point <B> 38 </B> remain in their previous position.
The lower end 41 of the pivot lever 37 deflects to the left and moves the lower end 43 of the lever 45 likewise to the left in the direction of A, as a result of which the sliding sleeve becomes 31 also shifted to the left; An angle adjustment occurs between the drive shaft <B> 33 </B> and the shut-off element <B> 9 </B> in the sense of an earlier closure of the outlet channel <B> 8. </B> The charging period for the working cylinder is increased which increases the weight of fresh air in the cylinder and is adapted to the larger injection quantity.
The Friseliluft- corrugated also experiences an increase in that the boost pressure PL rises because the lever 45 'is pivoted at the same time as the pivot point 43 is shifted to the left, so that the lever end 47 moves to the right and, via the rod 48, the lever <B> 26 'in direction L, is pivoted. This results in a closing movement of the guide vanes 24 and a reduction in the flow cross section of the inlet nozzles to the turbine formed by them.
The dynamic pressure p, 4 'in front of the turbine increases, the exhaust gas energy coming to the turbine increases, the speed of the loading group increases, which means that the pressure of the air conveyed by the fan is also increased.
If both the load and the speed of the machine are changed at the same time, the corresponding combined control movements are carried out by the device shown in FIG. 1.
In FIGS. 2a and 2b, characteristic curves for the pressure ratios Q, as they arise in the device provided according to FIG. 1, are plotted, namely FIG. 2a shows the Conditions at full load and Fig. 2b </B> those at part load.
In these figures, the boost pressure and the profile of the dynamic pressure p, * in front of the turbine are shown above the engine speed nm, as it results from different settings of the shut-off element in the outlet channel and inft different settings of the flow cross-section at the turbine inlet .
From the line liL <B> = </B> const. Downwards, the pressure drop Ap required by the machine cylinder is plotted as a function of the machine end number for constant flushing excess with a fixed setting of the closing pliase of the shut-off element.
For each setting of the shut-off device, according to the respective time frame: cut f "m, f" m, f '#, m <B>...<I>f</I> </B>' .m of the machine, there is <B> each </B> a parabolic curve. f ': # m corresponds to a late;
ten, f '"m an early closure of the shut-off device. In an analogous manner, for different sizes of the flow cross-section of the guide nozzles of the turbine f', T, f '# C <B> ... </B> f', IT applies the resulting pressure gradient APT. A prerequisite is that the ambient pressure in which the machine is working is <B> 1 </B> ata.
There is also a parabolic curve for each Durelist flow cross section. The boost pressure _PL remains constant over the entire speed range at the value PLI required for full load, whenever 'JPTI <B> + </B> A PspI # - PLI.
The fulfillment of this condition is possible according to the arrangement shown in Fig.- <B> 1 </B> in that with decreasing speed both the closure of the shut-off member in the outlet channel of the machine takes place earlier, that is, the time cross line fm is reduced, as well at the same time the flow cross-section at the turbine inlet fT is reduced.
The associated cross-sections to be set during the regulation process are determined by the fact that the corresponding parabolic curves must intersect on a straight line which represents the dynamic pressure p141 in front of the turbine.
Fig. 2b shows the analogous conditions at partial load, where, as already described, a reduction of the charging pressure PL from PL to PLI is necessary to save drive power for the charge fan, otherwise it is necessary the exhaust gas energy would no longer be sufficient to propel the group.
The <B> - </B> division of the total pressure drop pl; --- p "must be carried out in such a way that the proportion of the pressure drop through the turbine is as large as possible, i.e. the pressure drop Ap through the working cylinder must be possible - - are kept as small as possible <B> - </B> the smaller, <B> the </B> the machine load is.
Mainly, the closing point of the shut-off device in the outlet channel must be relocated later as the load decreases and the machine speed remains constant. So that the back pressure Pill * in front of the turbine is set to the correct value, an <B> adjustment </B> is required as the machine load decreases, namely an increase in the flow cross-section of the turbine nozzles.
The example of a device is also shown schematically in FIG. 3, in which the time cross-section for flushing the working cylinder is only adjusted as a function of the load, but in which the same is adjusted at a constant dimension machine load and variable speed is left constant.
In this arrangement, only the adjustment lever is used. <B> 13 </B> on the injection pump <B> 10 </B> with which the injection quantity is changed, to the phase adjustment of the shut-off element <B> 9 </B> in the outlet channel <B> 8 < / B> acted, but not from the speed controller 34.
On the adjustment device for the passage cross section on the exhaust gas turbine, on the levers <B> 26, 26 ', </B> the adjusting ring <B> 28 </B> and the guide vanes (not shown), however, are simultaneously operated by the adjusting lever <B> 13 </B> on the injection pump as acted on by the speed controller 34.
The adjustment movements take place as follows: With constant machine speed and decreasing machine load, both the shut-off device <B> 9 </B> and the inlet nozzles on the turbine are set to a larger passage cross-section. With constant machine load but decreasing machine speed, the setting of the shut-off element <B> 9 </B> remains unchanged, and the flow cross-section of the inlet nozzles is only reduced on the turbine.
In the former case, i.e. at constant speed and decreasing load, lever <B> 13 </B> on the <U> injection pump </U> is adjusted in direction a; d B, to a smaller injection quantity. In this case, rod <B> 39 </B> acts on the upper end 49 of an iliac <B> 51 </B> mounted in a fixed pivot point <B> 50 </B>, this latter lever acting against it pivoted clockwise. With its lower end, the lever <B> 51 </B> engages in the driving groove of the sliding sleeve <B> 31 </B> and moves it in the direction of A,
where the closing point of the shut-off element <B> 9 </B> in the outlet channel <B> 8 </B> is later relocated. At the same time, the angle lever <B> 53 </B>, which can be pivoted about a fixed twist point 52, is also rotated clockwise. The rod 54 is articulated on the horizontal leg of this lever and engages at one end 55 of a balancing lever 57 that is displaceably mounted in a straight-line guide <B> 56 </B>.
The other end <B> 58 </B> of this balancing lever <B> 57 </B> over a rod <B> 59 </B> with one also around a fixed point <B> 60 </B> pivotable angle lever 61, which engages with its vertical leg in the driving groove of the adjusting sleeve 35 of the speed regulator 34, forms the instantaneous center at a constant speed. Lever <B> 57 </B> is therefore pivoted upwards around point <B> 58 </B>.
At the point <B> 62 </B> of the lever <B> 57 </B> guided in the straight-line guide <B> 56 </B> a rod <B> 63 </B> is articulated, which the movement of the Point <B> 62 </B> transfers to the adjusting lever <B> 26 '</B> of the nozzle adjustment on the turbine. When point <B> 62 </B> is pivoted upward, lever <B> 26 '</B> is moved towards position L, that is, in the opening direction for the inlet nozzles of the turbine. i In the second case, that is, when the loading is kept constant, but the machine speed changes, z. B.
reduced, the lever <B> 13 </B> and thus the lever <B> 51 </B> and the displacement sleeve <B> 31 </B> #i remain in their previous position, the closing point of the closing element <B> 9 remains unchanged. The angle lever <B> 53 </B> is also held, so that the left end point 55 of the balancing lever <B> 57 </B> does not change its position; it forms the instantaneous center for the movement of the lever <B> 57. </B> As the speed decreases, the adjusting sleeve <B> 35 </B> of the speed controller 34 moves to the left against the position <B> D, </ B> to.
The angle lever <B> 61 </B> that engages in the driving groove of the sleeve <B> 35 </B> is rotated counterclockwise around point <B> 60 </B>, where - through point <B> 58 </B> which at point <B> 55 </B> swing the balance lever <B> 57 </B> is shifted downwards. The articulation point <B> 62 </B> also moves downwards, and the lever <B> 26 '</B> for. the nozzle adjustment is adjusted towards point L, towards a reduction in the nozzle cross-section.
If the machine load and speed change at the same time, <U> the </U> speed-dependent and load-dependent adjustment movements <B>, </B> take place at the same time, i.e. the closing phase of the shut-off element is only load-dependent The opening cross-section of the turbine nozzles, on the other hand, is adjusted depending on the load and speed.
In FIGS. 4a and 4b, characteristics for the pressure ratios, as they are given in the device provided according to FIG. 3, are plotted, namely FIG. 4a the conditions at full load and Fig.- 4b the ones at part load.
The representation is the same as in Fig. 2a and <B> 2b. </B> Since the setting of the shut-off element in the outlet channel is only changed as a function of the machine load, and the same in The dynamic pressure p, - 'is shown in FIGS. 4a and 4b by only a parabolic curve.
In order to maintain the progression of the dynamic pressure <B> - </B> Pi "required to keep the boost pressure PL constant depending on the engine speed nm, the adjustment of the flow cross-section of the inlet nozzles on the turbine must be somewhat larger take place as in the device shown in FIGS. 1, 2a, 2b.
The device shown in FIG. 3 has the advantage that the closing split of the shut-off element 9 in the outlet channel only has to be adjusted by one company However, a turbine design is required that still works with good efficiency in the further adjustment range of the inlet nozzles.
The devices shown in FIGS. 1 and 3 can be supplemented by additional organs which enable # the boost pressure PL required for each machine load automatically is regulated by a piston, which is on the one hand under the action of the boost pressure, on the other hand under the action of a variable depending on the amount of fuel introduced into the engine,
the ratio between the time cross-section of the machine determined by the setting of the shut-off element in the outlet channel and the passage cross-section of the inlet nozzles of the exhaust gas turbine is influenced in such a way that with constant machine speed and constant injection quantity, but decreasing boost pressure, the time cross-section of the machine simultaneously changes increases and the opening cross-section of the turbine nozzles is reduced,
As a result, the pressure gradient that can be used in the turbine and thus the turbine output increase and the speed at which the charge fan is driven and its delivery head are increased to the required value.
When the set boost pressure is exceeded, the turbine nozzles are opened by the control piston and the time cross-section of the machine is reduced, as a result of which the speed of the charging group and thus the boost pressure drop again.
Such a device, applied to the arrangement shown in FIG. 1, is shown schematically in FIG. 5. The same measure can also be provided for the arrangement shown in FIG. 3.
As can be seen from FIG. 5, the upper end 65 of the balancing lever 64, which is moved as a function of the engine speed as well as as a function of the machine load, over-acts Rod <B> 66 </B> on two two-armed levers <B> 67 </B> and <B> 68, </B> which are placed in the middle bearings <B> 69 </B> and <B> 70 are slidably mounted. The lower end of the lever <B> 67 </B> and the upper end of the lever <B> 68 </B> are articulated to one another and connected to the rod <B> 66 </B>.
The upper end of the lever <B> 67 </B> engages in the driver groove of the sliding bracket <B> 31 </B> of the phase adjustment for the shut-off element in the outlet channel.
The lower end of the lever <B> 68 </B> is linked with a fork to the adjusting lever <B> 26 '</B> of the cross-section regulation of the turbine inlet nozzles. The middle displaceable bearing points of the levers <B> 67 </B> and <B> 68 </B> are connected to the two -vertical legs of a three-armed lever <B> 71 </B> rotatably mounted in a fixed point via rods > connected. The end <B> 72 </B> of the third Sel: the handle of this three-armed lever <B> 71 </B> is via a rod <B> 73 </B> with the piston <B> sliding tightly in a control cylinder 74 < B> 75 </B> connected.
The lower side of this piston <B> 75 </B> is under the action of the boost pressure pL; the force of a return spring <B> 76 </B> acts on the upper side. This return spring <B> 76 </B> is supported in the sliding cover <B> 77 </B> of the control cylinder. The position of this cover <B> 77 </B> is determined by a lever <B> 78 </B> which is connected to a third leg <B> 80 </B> via rod <B> 79 </B> of the adjusting lever <B> 13 '</B> is connected to the injection pump. A certain position of the spring support <B> 77 </B> is therefore assigned to each injection quantity.
The function of the additional device shown in FIG. 5 is as follows: If the engine speed and the engine load remain unchanged, but the boost pressure PL falls below the desired value for some reason (e.g.
B. by lowering the exhaust gas temperature or by increasing the intake temperature in front of the fan), the piston <B> 75 </B> moves down a little and the three-armed lever <B> 71 </B> is pivoted a little clockwise . This moves the middle bearing point <B> 69 </B> of the lever <B> 67 </B> to the right and at the same time the middle bearing point <B> 70 </B> of the lever <B> 68 </B> to the left relocated. The common point of articulation of the two levers <B> 67 </B> and <B> 68 </B> remains, so it forms the momentary center. By shifting the pivot point <B> 69 </B> to the right, the sliding sleeve <B> 31 </B> is also shifted slightly to the right in the direction of <B> A,. </B>.
This closes the shut-off element in the outlet channel a little later and Ap., P decreases. At the same time, by shifting the dxelipoint <B> 70 </B> to the left, the lever <B> 26 '</B> is pivoted slightly to the left in the direction L, whereby the flow cross section of the turbine inlet nozzles is slightly smaller becomes.
As a result of this adjustment movement, a change in the gradient distribution is carried out in that the pressure gradient <B> A% </B> is slightly reduced by the machine and the back pressure in front of the turbine pi- 'is increased slightly. The turbine output will increase, the speed of the exhaust gas turbo group will increase, with which the Ladedn-tek assumes the required value again. The reverse process takes place when the load pressure exceeds the desired value.
If the speed of the machine remains unchanged and if the load on the machine is increased by adjusting the lever 13 'in the direction of B ", then on the one hand the sliding sleeve <B> 31 </B> is shifted to the left in the direction -A2, whereby the Closing member in the outlet channel is closed earlier, on the other hand lever <B> 26 '</B> is pivoted in the direction of L, whereby the inlet cross section of the turbine nozzles is reduced.
At the same time, however, the spring support <B> 77 </B> is also set lower, which also leads to a downward movement of the control piston <B> 75 </B> as long as the pressure PL has not yet risen. The three-armed lever <B> 71 </B> is thus rotated in a clockwise direction, whereby on the one hand the initiated early production of the closing phase of the shut-off element is partially reversed.
On the other hand leads; on the other hand, by turning the lever <B> 71 </B> lever <B> 26 '</B> clockwise an additional movement in direction L, -aus, so that the increase in dynamic pressure Pi-11 in front of the turbine is intensified Closing movement of the inlet nozzles is accelerated and the speed of the exhaust gas turbo group increases rapidly.
The boost pressure will now also increase rapidly, the piston <B> 75 </B> moves upwards while compressing the spring <B> 76 </B>, lever <B> 71 </B> is pivoted to the left, which now the closing phase of the shut-off element is relocated earlier according to the higher boost pressure and the turbine inlet nozzles, which were temporarily set too small, are opened again a little and finally set to the value corresponding to the increased boost pressure.
With the setting shown in FIG. 5, the boost pressure pL is automatically adjusted to the required value corresponding to the injection quantity. At the same time with this arrangement, however. even with a change in load, an accelerated adaptation of the exhaust gas turbocharger group to the new operating state is achieved.
This additional device can also be used in accordance with the arrangement shown in FIG. 3.
With the arrangement according to FIG. 3, it is also possible to save on the somewhat expensive centrifugal governor, in that the speed-dependent adjustment, the cross-passage of the inlet nozzle and the exhaust gas turbine as a function of the pressure drop through the mass cylinder cylinder zJp ", that is, the differential pressure between the boost pressure in front of the machine and dynamic pressure in front of the turbine.
This can be achieved in that the adjustment of the passage cross center on the turbine, which is to be provided by the machine as a function of the pressure gradient, is carried out by a control piston, on one side of which the pressure of the charge air and on the opposite side the dynamic pressure prevailing in front of the turbine nozzles and the force of a in front of the tensioned return spring, the support point of this return spring is shifted depending on the machine load (injection quantity)
that the control piston at full engine speed and variable machine load, despite the changing pressure gradient through the machine cylinder caused by the later or earlier closure of the shut-off element in the outlet channel, at least approximately always occupies the same position, so that the adjustment of the door when the machine load changes bine nozzles takes place in the area of smaller nozzle cross-sections depending on the pressure gradient through the machine and, with decreasing load, the adjustment range is shifted towards larger nozzle cross-sections.
In the arrangement shown schematically in FIG. 6, a connecting rod 82 is articulated on the adjustment lever 13 of the injection pump, from which the load-dependent adjustment movements are linked to the different positions are mediated. From point <B> 98 </B> of this rod <B> 82 </B>, this movement is transferred via lever <B> 81 </B> to the sliding sleeve e <B> 31 </B> of the phase adjustment for the shut-off element transferred in the exhaust duct.
The rod <B> 82 </B> is also in point <B> 85 </B> on an arm of a two-armed lever <B> 83 </B> which is around a fixed pivot point <B> 100 </B> is pivotably mounted, articulated. The end point <B> 99 </B> of the second arm of this lever <B> 83 </B> forms the fulcrum for the balancing love <B> 86 </B> provided with a backdrop, which is forked at its lower end the adjusting lever <B> 26 '</B> of the cross-section adjustment is articulated on the turbine.
With its upper end, lever <B> 86 </B> at point <B> 87 </B> engages the piston rod <B> 88. </B> This piston rod <B> 88 </B> is controlled by a control piston <B> 89 </B> actuated <B> - </B> the drawing shows a flexible skin piston <B> - </B> which moves in a control cylinder <B> 90 </B>. The charge pressure PL acts on one, the left-hand side of this control piston, and the dynamic pressure p, - "in front of the turbine on the other, the right-hand side of this control piston. The piston is therefore under the effect of the pressure gradient, dP # p =: PL < B> - </B> W 'through the machine cylinder.
The force exerted on the piston by this pressure difference is balanced by the force of a pretensioned spring <B> 91 </B>. A very specific length of the spring <B> 91 </B> corresponds to each pressure drop through the cylinder cylinder. This spring <B> 91 </B> is now supported on a displaceable spring plate <B> 92 </B> . The spring plate r 92 is shifted depending on the amount of fuel introduced into the machine. In the arrangement shown, this is achieved in that the end 94 of the rod <B> 93 </B> engages a lever <B> 96 </B> pivotable about a fixed pivot point <B> 95 </B> .
The lower end of this lever <B> 96 </B> engages at point <B> 97 </B> in the rod <B> 82 </B>, which moves depending on the injection quantity, that is, on the machine load one. With this arrangement, by appropriate dimensioning of the spring characteristics and the lever ratios, it can be achieved that the control piston <B> 89 </B> at full machine speed, but with variable machine load, despite the pressure gradient through the machine cylinder, which changes with changing machine load, caused by the earlier or later closure of the shut-off organ in the outlet channel, approximately always occupies the same position.
The control piston only shifts as a function of the changes in the pressure gradient Ap "caused by the change in speed, but not as a function of the load-dependent change in this pressure gradient. The control cylinder and piston thus assume the function of the speed controller.
In the arrangements shown in FIGS. 1, 3, 5 and 6, a radial turbine is shown schematically. drawn; But it can also get any other turbine design for applica tion, z. B. also an axial turbine. In the same way, an axial fan can also take the place of the centrifugal fan indicated in the drawing.
In the anorclings shown in FIGS. 1, 3 and 5, the speed-dependent adjustment of the closing point of the shut-off element in the outlet channel and the passage cross section of the inlet nozzles takes place Exhaust turbine through a centrifugal governor. These speed-dependent adjustment movements can also be dependent on a pressure variable that depends on the final machine number (hydraulic pressure,
pneumatic pressure), e.g. B. by means of a control piston which * is under the action of a hydraulic or pneumatic pressure that changes depending on the machine rotation rate (e.g.
Sealing oil pressure, fuel delivery pressure, active pressure of one of the orifice plates or nozzles placed in front of the fan.) In the regulating arrangements shown, power amplifiers of a known type can also be switched in at various points in order to obtain the necessary adjustment forces.