Viertakteinspritzbrennkraftmaschine mit Abgasturbolader Die Erfindung betrifft eine Viertakteinspritzbrenn- kraftmaschine mit mehreren, mechanisch unabhängi gen, strömungsmässig hintereinandergeschalteten Ab- (fasturbinen, von denen die zuletzt durchströmte Tur bine einen Aufladeverdichter antreibt und die andere Abgasturbine oder die andern Abgasturbinen Nutzlei stung abgeben.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine aufgeladene Viertakteinspritzbrennkraftmaschine so zu gestalten und zu betreiben, dass einerseits hohe Spitzendrücke vermieden werden, die unter anderem auch eine Funktion des Ladedruckes sind und be kanntlich zu im Verhältnis zum Zylinderdurchmesser unverhältnismässig grosse Abmessungen des Kurbel triebes führen, anderseits jedoch ähnlich günstige Kraftstoffverbräuche erzielt werden, wie sie bisher nur durch abnormal hohe Aufladung mit entspre chend hohen Spitzendrücken erreichbar waren.
Zur Lösung dieser Aufgabe wurde bereits vor geschlagen, mehrere Abgasturbinen hinter einer Brennkraftmaschine so anzuordnen, dass sie strö mungsmässig hintereinandergeschaltet, mechanisch jedoch unabhängig voneinander sind. Es geben hierbei die zuerst durchströmten Abgasturbinen ihre Leistung an die Brennkraftmaschinenwelle ab, während die zuletzt durchströmte Turbine einen Aufladeverdichter antreibt. Bei einer besonderen Maschine dieser Art ist die auf die Brennkraftmaschinenwelle arbeitende Ab gasturbine strömungstechnisch und mechanisch ab schaltbar.
Das Abschalten erfolgt selbsttätig in Ab hängigkeit von der Belastung der Brennkraftmaschine.
Bei diesen bekannten Brennkraftmaschinen wird jedoch eine Verbesserung der Wirtschaftlichkeit nur in beschränktem Ausmass erzielt, da bei ihnen der maximal wählbare Gegendruck mit Rücksicht auf die Zylinderspülung kleiner sein muss als der Ladedruck, widrigenfalls keine Ausspülung der Restgase aus den Arbeitszylindern stattfinden kann. Eine wirksame Ausspülung des Totraumes des Zylinders aber ist un erlässlich, wenn das Ladungsgewicht an Luft und da mit an Sauerstoff im Zylinder ein Maximum betragen soll.
Je grösser dieses Gewicht ist, um so grösser ist bekanntlich die Kraftstoffmenge, die bei jedem Ar beitsspiel verbrannt werden kann. Einer grösseren Menge an verbranntem Kraftstoff entspricht auch ein höherer indizierter Mitteldruck. Da die Reibungsver luste etwa konstant bleiben, wird der mechanische Wirkungsgrad grösser, und es ergibt sich somit ein geringerer spezifischer Kraftstoffverbrauch. Diese Überlegungen gelten im wesentlichen sowohl für Brennkraftmaschinen, bei denen die Abgase vor den Abgasturbinen gestaut sind, als auch für Maschinen mit Stossbetrieb, also solchen, bei denen die kinetische Energie der Abgase teilweise zum Antrieb der Tur binen ausgenutzt wird.
Eine wesentliche Verbesserung des wirtschaftli chen Wirkungsgrades der eingangs erwähnten Art von Viertakteinspritzkraftmaschinen, wird erfindungs gemäss dadurch erzielt, dass a) die von den Abgasen zuerst durchströmte Tur bine so ausgelegt ist, dass auch bei Vollast die Abgase über den ganzen Kolbenweg gegen einen Druck aus geschoben werden, der ebenso hoch wie der Lade druck oder höher als dieser ist, b) bei Vollast der Ladedruck grösser ist als der Druck vor der den Aufladeverdichter antreibenden Abgasturbine, c) der zu Beginn des Ansaughubes des Arbeits kolbens im Totraum des Zylinders noch herrschende,
über dem Ladedruck liegende Druck entweder durch ein Hilfsauslassventil allein oder durch die Bewegung des Arbeitskolbens und durch das Hilfsauslassventil mindestens annähernd auf den Druck vor der den Aufladeverdichter antreibenden Abgasturbine ab gesenkt wird und die Abgase in den Raum vor dieser Turbine geführt werden, d) das Einlassventil erst nach Absenken des Druk- kes im Zylinder auf oder unter den Ladedruck ge öffnet wird.
Der Hauptvorteil der erfindungsgemässen Brenn- kraftmaschine besteht darin, dass, obwohl die Abgase von dem Kolben der Maschine über den ganzen Kol benweg gegen einen Druck ausgeschoben werden, der gleich hoch oder höher ist als der Ladedruck, doch eine Ausspülung der Restgase erzielt wird. Bei einer bekannten Brennkraftmaschine, bei der die Abgase über den ganzen Kolbenweg gegen einen Druck aus geschoben werden, der höher ist als der Ladedruck, wird auf eine Ausspülung der Restgase verzichtet.
Dadurch, dass bei der erfindungsgemässen Brennkraft- maschine der Gegendruck bis zum Expansionsend- druck der Gase im Zylinder am Ende des Arbeits hubes gesteigert werden kann, eine bisher noch nicht verwirklichte Massnahme,
ist die den Expansionsgasen noch innewohnende Energie bei der erfindungsgemä ssen Maschine im Staubetrieb mit einem bisher nicht erzielten Wirkungsgrad ausnutzbar. Ein weiterer Vor teil der erfindungsgemässen Brennkraftmaschine ist in der geringeren thermischen Beanspruchung des Aus lassventils gegenüber der Beanspruchung bei solchen Maschinen zu sehen, bei denen am Ende des Ex pansionshubes der Druck im Zylinder plötzlich stark abfällt, so dass die Abgase mit hoher Geschwindigkeit austreten und entsprechend viel Wärme an das Aus lassventil abgeben und es stark erhitzen.
Im folgenden wird die Arbeitsweise eines Aus führungsbeispiels der erfindungsgemässen Brennkraft- maschine an Hand des Schaulinienbildes gemäss Fig. 1 beschrieben.
Zugrunde gelegt ist beispielsweise eine Maschine, bei der der im Totraum des Zylinders zu Beginn des Ansaughubes noch herrschende, über dem Ladedruck liegende Druck durch die Bewegung des Arbeitskolbens und durch ein Hilfsauslassventil auf den Druck vor der den Aufladeverdichter antrei benden Abgasturbine abgesenkt wird und die Abgase sodann in den Raum vor dieser Turbine zugeführt werden.
Aus dem idealisierten Diagramm ist der Druck verlauf im Zylinder während des Ladungswechsels zu ersehen.
Bei der bisher üblichen Abgasturboaufladung von Viertaktbrennkraftmaschinen wurde der Druck im Zylinder beim Öffnen des Auslassventils (2) im we sentlichen auf den Druck (8) vor der Turbine 15 herabgesetzt und die Abgase aus dem Zylinder gegen diesen Druck ausgeschoben. Die der Fläche 2-B-8-2 entsprechende Energie der Abgase konnte nur zum Teil, nämlich nur soweit sie in Form von kinetischer Energie auftrat, zurückgewonnen werden.
Es ist aber bekannt, dass dieser Effekt in der Abgasturbine we- gen der mit der veränderlichen Durchströmgeschwin- digkeit zusammenhängenden Stossverluste eine Ver minderung des Turbinenwirkungsgrades zur Folge hat, so dass tatsächlich nur ein kleiner Bruchteil dieser Fläche<I>(2-B-8-2)</I> wirklich nutzbar zu machen ist.
Die 17berschussenergie kommt in diesem Falle über die positive Ladungswechselschleife (8-9-0-1) an den Kolben bzw. an die Kurbelwelle.
Dagegen werden bei der beschriebenen Maschine die Abgase vom Kolben gegen einen Druck (2 - 3) ausgeschoben, der höher als der Ladedruck ist. Im Diagramm ist dieser Gegendruck beispielsweise dem Expansionsenddruck im Zylinder gleich. Beim Öffnen des Auslassventils fällt die sonst schlagartige Druck absenkung, die mit Überschallströmung und dement sprechend mit Geräuschbildung und starker Erwär mung des Auslassventils verbunden ist, fort. Die Aus schubarbeit ist vom Kolben zu leisten, so dass die von der Kurbelwelle abgebbare Leistung geringer wird.
Bis zum Schliessen des Auslassventils (Punkt 3) ist der im Kompressionsraum vorhandene Druck praktisch unverändert geblieben; er wird im Beispiel zunächst durch den Auswärtshub des Kolbens abgesenkt bis zum Punkt 4. Zu diesem Zeitpunkt öffnet das Hilfs- auslassventil und verbindet den Zylinderraum mit dem Raum vor der den Verdichter antreibenden Turbine 16, so dass der Druck im Zylinder auf den dort herr schenden Druck, der niedriger ist als der Ladedruck, absinkt.
Die Einrichtung kann auch so ausgeführt sein, dass das Absinken des Druckes im Zylinder durch das Hilfsventil allein bewirkt wird. Nun öffnet das Einlassventil (Punkt 5) und die Ladeluft spült, so lange das Hilfsauslassventil noch offen ist, die Abgas reste aus dem Zylinder. In Punkt 6 schliesst das Hilfs- auslassventil und die Ladeluft tritt während des rest lichen Auswärtshubes des Kolbens in den Zylinder ein (Strecke 7- 1). In Punkt 1 schliesst das Einlass- ventil und der Kompressionshub beginnt.
Die Arbeit, die der Kolben beim Ausschieben der Abgase aus dem Zylinder zu leisten hatte, ist, wie dem Diagramm entnommen werden kann, wesentlich geringer als diejenige Arbeit, die eine Turbine leistet, in der die Expansion dieser Abgasmenge vom Expan- sionsenddruck im Zylinder auf den Druck vor der den Turbolader treibenden Turbine mit gutem Wir kungsgrad erfolgt. Auf diese Weise wird die Expan sionsenergie der Abgase<I>(2-B-8-2)</I> weitaus wirt schaftlicher ausgenützt als bei der herkömmlichen Art der Turboaufladung.
Die weitere Expansion der Abgase erfolgt in der Turbine eines Abgasturboladers, der für eine Ruf ladung bis zu 100 % ausgelegt werden kann.
In weiterer Ausgestaltung wird vorgeschlagen, zu mindest das Hilfsauslassventil, dessen Öffnungsdauer verhältnismässig kurz gehalten ist, damit im wesent lichen nur Restgase entweichen, in an sich bekannter Weise als Kegelventil mit zylindrischem Steueransatz auszubilden.
Die Erfindung ist mit gleichem Erfolg sowohl bei solchen Maschinen anwendbar, bei denen die Abgas- turbine oder die Abgasturbinen die Nutzleistung ab geben, diese an die Brennkraftmaschinenwelle ab geben, als auch bei solchen Maschinen, bei denen die Nutzleistung unmittelbar weitergegeben wird.
Zur Verbesserung der Spülung kann weiter die vom Hilfsauslassventil aus in den Raum vor der den Verdichter antreibenden Abgasturbine führende Lei tung in an sich bekannter Weise so bemessen sein, dass die bei Öffnung des Hilfsauslassventils in die Lei tung eintretende Druckwelle nach Reflexion am Lei tungsende noch vor Schliessen des Hilfsauslassventils im Zylinder als Unterdruckwelle eintrifft.
In den Fig. 2 und 3 der Zeichnung ist die Aus bildung des Ausführungsbeispiels dargestellt.
Fig. 2 zeigt die Brennkraftmaschine in Draufsicht, Fig. 3 stellt einen Schnitt durch das bei der Ma schine nach Fig. 2 verwendete Hilfsauslassventil dar.
In Fig. 2 ist in der Draufsicht eine sechszylindrige Viertaktbrennkraftmaschine 1 dargestellt, deren Zy linderköpfe 2, 3, 4, 5, 6 und 7 je drei Ventile besitzen, und zwar je ein Einlassventil 8, ein Hauptauslassventil 9 sowie ein Hilfsauslassventil 10. Einlassseitig ist eine allen Zylindern gemeinsame Sammelleitung 11 an geordnet.
Auslassseitig sind für die durch die Haupt auslassventile austretenden Abgase ebenfalls eine ge meinsame Auffangleitung 12, für die durch die Hilfs- auslassventile austretenden Abgase jedoch zwei, je weils eine Zylindergruppe 2, 3 und 4 bzw. 5, 6 und 7 erfassende Sammelleitungen 13 bzw. 14 vorgesehen. Abgasseitig sind fernerhin zwei mechanisch unabhän gig voneinander arbeitende Abgasturbinen 15 und 16 angeordnet, von denen die erstere ihre Leistung über ein aus den Zahnrädern 17, 18, 19 und 20 bestehen des Getriebe an die Kurbelwelle der Brennkraft- maschine abgibt, während die andere Turbine einen Ladeluft durch die Leitung 11 zur Maschine för dernden Verdichter 26 antreibt.
Strömungsmässig sind die Turbinen 15 und 16 so hintereinandergeschaltet, dass die durch die Sammel- leitung 12 abströmenden Abgase zuerst die Turbine 15 durchströmen. Aus der Turbine 16 heraus strö men die Abgase durch die Leitung 21 ab. Die beiden Abgassammelleitungen 13 und 14 führen in den Raum 22 vor der Turbine 16 und sind so ausgebildet, dass die bei Öffnung des Hilfsauslassventils eines jeden Zy linders in die Leitung eintretende Druckwelle nach Reflexion am Leitungsende noch vor Schliessen des Hilfsauslassventils im Zylinder als Unterdruckwelle eintrifft.
Aufschluss über die die Ventilsteuerung bestim mende Wirkungsweise der Maschine geben das Dia gramm nach Fig. 1 und die hierzu gegebene Erläu terung.
Fig. 3 stellt einen Schnitt durch eines der Hilfs- auslassventile der Brennkraftmaschine nach Fig.2 dar. Der kegehge Ventilteller 23 trägt einen dichtend in einer Bohrung des Ventilgehäuses 25 geführten zylindrischen Ansatz 24.
Die obere Kante dieses An satzes arbeitet mit der inneren Begrenzungskante des Ventilsitzes so zusammen, dass der Durchtrittsquer- schnitt zu einem Zeitpunkt freigegeben bzw. versperrt wird, an dem das Ventil beim Öffnen und Schliessen eine gewisse Hubgeschwindigkeit hat. Der Vorteil solcher Ventile gegenüber normalen Kegelventilen besteht somit darin, dass bei der zur Verfügung ste henden Steuerzeit der Zeitquerschnitt wesentlich grö sser ist.
Four-stroke injection internal combustion engine with exhaust gas turbocharger The invention relates to a four-stroke injection internal combustion engine with several, mechanically independent, flow-connected turbines in series, of which the turbine through which the flow lasts drives a supercharging compressor and the other exhaust gas turbine or the other exhaust gas turbines deliver useful power.
The invention is based on the object of designing and operating a supercharged four-stroke internal combustion engine so that, on the one hand, high peak pressures are avoided, which are also a function of the boost pressure and are known to lead to disproportionately large dimensions of the crank drive in relation to the cylinder diameter, on the other hand However, similarly favorable fuel consumption can be achieved, as they were previously only achievable by abnormally high charging with accordingly high peak pressures.
To solve this problem, it has already been proposed to arrange several exhaust gas turbines behind an internal combustion engine in such a way that they are connected in series in terms of flow, but are mechanically independent of one another. In this case, the exhaust gas turbines through which the gas flows first give their power to the engine shaft, while the turbine through which the flow lasts drives a supercharging compressor. In a special machine of this type, the gas turbine working on the internal combustion engine shaft can be switched off fluidically and mechanically.
The shutdown takes place automatically as a function of the load on the internal combustion engine.
In these known internal combustion engines, however, an improvement in economic efficiency is only achieved to a limited extent, since with them the maximum selectable back pressure must be smaller than the boost pressure with regard to the cylinder flushing, otherwise the residual gases cannot be flushed out of the working cylinders. Effective flushing of the dead space of the cylinder, however, is essential if the load weight in air and therefore oxygen in the cylinder is to be a maximum.
As is known, the greater this weight, the greater the amount of fuel that can be burned with each work game. A larger amount of fuel burned corresponds to a higher indicated mean effective pressure. Since the Reibungsver losses remain roughly constant, the mechanical efficiency is greater, and there is thus a lower specific fuel consumption. These considerations apply essentially both to internal combustion engines in which the exhaust gases are accumulated in front of the exhaust gas turbines, as well as to machines with shock operation, i.e. those in which the kinetic energy of the exhaust gases is partially used to drive the turbines.
A significant improvement in the economic efficiency of the aforementioned type of four-stroke injection engine is achieved according to the invention in that a) the turbine through which the exhaust gases flow first is designed so that the exhaust gases are pushed against a pressure over the entire piston travel even at full load that is as high as the boost pressure or higher than this, b) at full load, the boost pressure is greater than the pressure in front of the exhaust gas turbine driving the supercharger, c) the piston that still prevails in the dead space of the cylinder at the beginning of the suction stroke of the working piston,
The pressure above the boost pressure is lowered either by an auxiliary exhaust valve alone or by the movement of the working piston and by the auxiliary exhaust valve at least approximately to the pressure in front of the exhaust gas turbine driving the supercharger and the exhaust gases are led into the space in front of this turbine, d) the inlet valve is only opened after the pressure in the cylinder has been reduced to or below the boost pressure.
The main advantage of the internal combustion engine according to the invention is that although the exhaust gases are pushed out from the piston of the machine over the entire piston path against a pressure which is equal to or higher than the boost pressure, the residual gases are flushed out. In a known internal combustion engine in which the exhaust gases are pushed over the entire piston path against a pressure which is higher than the boost pressure, there is no flushing of the residual gases.
Because in the internal combustion engine according to the invention the counter pressure can be increased up to the final expansion pressure of the gases in the cylinder at the end of the working stroke, a measure that has not yet been implemented.
the energy still inherent in the expansion gases can be used in the machine according to the invention in accumulation mode with an efficiency not previously achieved. Another advantage of the internal combustion engine according to the invention is the lower thermal stress on the outlet valve compared to the stress in machines in which the pressure in the cylinder suddenly drops sharply at the end of the expansion stroke, so that the exhaust gases exit at high speed and accordingly give a lot of heat to the outlet valve and heat it up strongly.
In the following, the mode of operation of an exemplary embodiment of the internal combustion engine according to the invention is described with reference to the visual line diagram according to FIG.
This is based, for example, on a machine in which the pressure still prevailing in the dead space of the cylinder at the beginning of the intake stroke and above the boost pressure is reduced by the movement of the working piston and an auxiliary exhaust valve to the pressure in front of the exhaust gas turbine driving the supercharging compressor and the exhaust gases then fed into the space in front of this turbine.
The pressure curve in the cylinder during the gas exchange can be seen from the idealized diagram.
In the conventional exhaust gas turbocharging of four-stroke internal combustion engines, the pressure in the cylinder when the exhaust valve (2) was opened was essentially reduced to the pressure (8) in front of the turbine 15 and the exhaust gases were pushed out of the cylinder against this pressure. The energy of the exhaust gases corresponding to area 2-B-8-2 could only be partially recovered, namely only to the extent that it occurred in the form of kinetic energy.
However, it is known that this effect in the exhaust gas turbine results in a reduction in the turbine efficiency due to the shock losses associated with the variable flow rate, so that actually only a small fraction of this area <I> (2-B-8 -2) </I> is really usable.
In this case, the excess energy comes to the piston or crankshaft via the positive charge exchange loop (8-9-0-1).
In contrast, in the machine described, the exhaust gases are pushed out by the piston against a pressure (2 - 3) that is higher than the boost pressure. In the diagram, this counter pressure is, for example, the same as the final expansion pressure in the cylinder. When the outlet valve is opened, the otherwise sudden pressure drop, which is associated with supersonic flow and, accordingly, with noise generation and strong heating of the outlet valve, is eliminated. The thrust work has to be done by the piston so that the power that can be delivered by the crankshaft is lower.
Until the outlet valve closes (point 3), the pressure in the compression chamber has remained practically unchanged; In the example, it is first lowered by the outward stroke of the piston to point 4. At this point, the auxiliary exhaust valve opens and connects the cylinder space with the space in front of the turbine 16 driving the compressor, so that the pressure in the cylinder is reduced to the prevailing there Pressure, which is lower than the boost pressure, drops.
The device can also be designed in such a way that the pressure in the cylinder is reduced by the auxiliary valve alone. Now the inlet valve opens (point 5) and the charge air flushes the exhaust gas residues out of the cylinder as long as the auxiliary outlet valve is still open. At point 6 the auxiliary exhaust valve closes and the charge air enters the cylinder during the rest of the outward stroke of the piston (distance 7-1). In point 1, the inlet valve closes and the compression stroke begins.
The work that the piston had to do when pushing the exhaust gases out of the cylinder is, as can be seen from the diagram, much less than the work that a turbine does, in which the expansion of this amount of exhaust gas from the expansion pressure in the cylinder the pressure in front of the turbine driving the turbocharger takes place with a good degree of efficiency. In this way, the expansion energy of the exhaust gases <I> (2-B-8-2) </I> is used far more economically than with the conventional type of turbocharging.
The further expansion of the exhaust gases takes place in the turbine of an exhaust gas turbocharger, which can be designed for a call charge of up to 100%.
In a further embodiment it is proposed that at least the auxiliary outlet valve, whose opening time is kept relatively short so that essentially only residual gases escape, in a known manner as a cone valve with a cylindrical control attachment.
The invention can be used with the same success both in machines in which the exhaust gas turbine or the exhaust gas turbines give the useful power from giving it to the internal combustion engine shaft, as well as in machines in which the useful power is passed on directly.
To improve the purging, the line leading from the auxiliary outlet valve into the space in front of the exhaust gas turbine driving the compressor can be dimensioned in a known manner so that the pressure wave entering the line when the auxiliary outlet valve opens is still ahead after reflection at the end of the line Closing the auxiliary exhaust valve in the cylinder arrives as a vacuum wave.
In Figs. 2 and 3 of the drawing, the training from the embodiment is shown.
Fig. 2 shows the internal combustion engine in plan view, Fig. 3 shows a section through the auxiliary exhaust valve used in the Ma machine according to FIG.
In Fig. 2, a six-cylinder four-stroke internal combustion engine 1 is shown in plan view, the Zy cylinder heads 2, 3, 4, 5, 6 and 7 each have three valves, namely an inlet valve 8, a main outlet valve 9 and an auxiliary outlet valve 10 a common manifold 11 to all cylinders arranged.
On the outlet side, there is also a common collecting line 12 for the exhaust gases exiting through the main exhaust valves, but two collecting lines 13 and 7 respectively, each for a cylinder group 2, 3 and 4 or 5, 6 and 7, for the exhaust gases exiting through the auxiliary exhaust valves. 14 provided. On the exhaust side, two mechanically independent exhaust gas turbines 15 and 16 are also arranged, of which the former delivers its power to the crankshaft of the internal combustion engine via a gear consisting of gears 17, 18, 19 and 20, while the other turbine delivers one Charge air through line 11 to the machine promoting compressor 26 drives.
In terms of flow, the turbines 15 and 16 are connected one behind the other in such a way that the exhaust gases flowing out through the collecting line 12 first flow through the turbine 15. The exhaust gases flow out of the turbine 16 through the line 21. The two exhaust manifolds 13 and 14 lead into the space 22 in front of the turbine 16 and are designed in such a way that the pressure wave entering the line when the auxiliary outlet valve of each cylinder opens, after reflection at the end of the line, arrives as a vacuum wave in the cylinder before the auxiliary outlet valve closes.
Information about the mode of operation of the machine which determines the valve control is provided by the diagram according to FIG. 1 and the explanation given for this purpose.
FIG. 3 shows a section through one of the auxiliary exhaust valves of the internal combustion engine according to FIG. 2.
The upper edge of this approach works together with the inner delimiting edge of the valve seat in such a way that the passage cross section is released or blocked at a point in time when the valve has a certain stroke speed when opening and closing. The advantage of such valves compared to normal cone valves is that the time cross-section is significantly larger with the available control time.