Umsteuerbare mehrzylindrige Zweitakt-Brennkraftmaschine mit mindestens einem Abgasturbolader Die Erfindung betrifft eine umsteuerbare mehr- zylindrige Zweitakt-Brennkraftmaschine mit minde stens einem Abgasturbolader, dessen Turbine im Stossbetrieb arbeitet.
Bei Zweitakt-Brennkraftmaschinen ohne Ruf ladung sowie auch bei solchen mit einstufiger Ruf ladung durch einen im Stossbetrieb arbeitenden Ab gasturbolader ist es bekannt, zwecks Ermöglichung der Umsteuerbarkeit die Auslassorgane der Zylinder während einer sogenannten Nachauslassperiode offen zu lassen, während die Einlassorgane bereits geschlos sen sind, wobei diese Nachauslassperiode als Vor auslassperiode dient, wenn die Maschine mit um gekehrter Drehrichtung läuft.
Es werden vor allem Brennkraftmaschinen mit Auslassventi'len in dieser Weise gebaut, weil dabei die Verwendung eines zusätzlichen Nockensatzes für Rückwärtsdrehrichtung vermieden werden kann.
Bei aufgeladenen Zweitakt-Brennkraftmaschinen, deren Abgasturbine nicht im Stossbetrieb, sondern im Gleichdruckbetrieb arbeitet, wobei der Druck der Abgase nach den Auslassorganen der Maschine auf einem praktisch konstanten Wert gehalten wird, ist es ohne Schwierigkeiten möglich, durch Anwendung einer genügend grossen Nachauslassperiode die Um steuerbarkeit zu verwirklichen.
Dagegen ist dies nicht ohne weiteres möglich bei Brennkraftmaschinen, deren Abgasturbine im Stossbetrieb arbeitet, ins besondere bei Hochaufladung, wobei der mittleere effektive Kolbendruck im allgemeinen mehr als 7 kg/cm2 beträgt, weil nämlich die Anwendung einer grossen Nachauslassperiode bei Vorwärtsdrehrichtung der Maschine einen bedeutenden Verlust an Zylinder ladung zur Folge hätte, wodurch eine derart starke Abnahme des Ladedruckes auftreten würde, dass ein annehmbarer mittlerer effektiver Kolbendruck nicht mehr erreicht werden könnte,
ohne dass die ther mische Belastung der Maschine zu hoch ansteigen würde.
Es ist auch bekannt, zur Erzielung einer mög lichst hohen Leistung bei Hochaufladung von Brenn kraftmaschinen die Rufladung zweistufig vorzuneh men, wobei die Spül- und Ladeluft durch zwei hinter- einandergeschaltete, je von einer Abgasturbine an getriebene Ladeverdichter auf den gewünschten Ladedruck verdichtet wird, und wobei auch die bei den Abgasturbinen hintereinandergeschaltet sind, der art, dass der unmittelbar zur Maschine fördernde Ladeverdichter von derjenigen Abgasturbine angetrie ben wird, die die Abgase unmittelbar von der Ma schine erhält:
Dabei arbeitet der Abgasturbolader, in dessen Turbine die Abgase der Maschine zuerst ein treten, mit veränderlichem Druck vor den Düsen die ser Turbine, also im Stossbetrieb, während der zweite Abgasturbolader, vor dessen Turbine ein praktisch gleichbleibender Druck herrscht, im Gleichdruck betrieb arbeitet.
Die Erfindung ermöglicht nun die direkte Um steuerung und die Rufladung auf einen hohen Lade druck einer umsteuerbaren mehrzylindrigen Zweitakt- Brennkraftmaschine mit mindestens einem Abgas turbolader, dessen Turbine im Stossbetrieb arbeitet, und mit einer Nachauslassperiode, die gross genug ist, um bei geänderter Drehrichtung der Maschine als Vorauslassperiode dienen zu können, ohne dass dabei die oben beschriebenen Nachteile auftreten.
Hierfür ist die Maschine erfindungsgemäss dadurch gekenn zeichnet, dass die Abgase der Maschine nach ihrem Austritt aus der Turbine einem Sammelbehälter zu geleitet werden, welcher Behälter so bemessen ist, dass der darin herrschende Druck annähernd konstant bleibt, und zwar bei Vollast der Maschine auf einem Niveau von mindestens 60% des Spüldruckes in atü,
und dass diese Abgase nachher aus diesem Sammelbehälter über mindestens eine im Gleich druckbetrieb arbeitende Turbine ins Freie geführt werden und die im Gleichdruck- und im Stossbetrieb arbeitenden Turbinen Verdichter antreiben, welche hintereinander die Spul- und Ladeluft verdichten.
Die Gase, die die im Stossbetrieb arbeitende Abgasturbine verlassen, werden also einem Sammel- behälter zugeleitet, in welchem ein annähernd gleich bleibender Gegendruck aufrechterhalten wird.
Da durch, dass dieser Gegendruck auf einen genügend hohen Wert festgelegt wird, wird erreicht, dass der Ladedruck in den Maschinenzylindern beim Schlie ssen der Auslassorgane noch hoch genug ist, um bei Vorwärtsdrehrichtung ohne thermische überlastung der Maschine einen mittleren effektiven Kolbendruck von mindestens etwa 7 kg!cm2 anwenden zu können, und dass trotzdem bei geänderter Drehrichtung der Maschine die Nachauslassperiode als Vorauslass- periode dienen kann.
Durch Berechnungen lässt sich zeigen, dass, obschon eine verhältnismässig grosse Nachauslassperiode angewendet wird, nach dem Schliessen der Einlassorgane nur ein geringer Druck verlust in den Maschinenzylindern auftritt, wenn der Gegendruck im Behälter im richtigen Verhältnis zum gewählten Spüldruck steht.
Dieses Verhältnis wird nun so festgelegt, dass der Druck in atü im Sammelbehälter bei Vollast der Maschine mindestens 60% des Spüldruckes beträgt. Wird die im Stoss- betrieb und die im Gleichdruckbetrieb arbeitende Gasturbine so bemessen, dass der praktisch kon stante Druck im Behälter einen Wert zwischen 60 und 85% des Spüldruckes aufweist,
so wird ein optimaler Gesamtwirkungsgrad erreicht. Gegenüber der bekannten Brennkraftmaschine, bei welcher nur eine im Stossbetrieb arbeitende Turbinenstufe ange wendet wird, kann bei Anwendung einer dem Sam- melbehälter nachgeschalteten zweiten Turbine eine Zunahme der Gesamtspülluftmenge von etwa<B>1501ü</B> erreicht werden.
Bei einigermassen gutem Wirkungs grad des turbinenseitig im Gleichdruckbetrieb arbei tenden Turboladers kann erwartet werden, dass der Saugdruck des Verdichters des im Stossbetrieb arbei tenden Turboladers ungefähr mit dem Druck im Sammelbehälter übereinstimmt, welcher der Turbine -ies im Stossbetrieb arbeitenden Turboladers nach geschaltet ist. Dies bedeutet für den im Stossbetrieb arbeitenden Turbolader bei richtiger Anwendung der Erfindung, dass sowohl der Saugdruck vor dem Verdichter wie auch der Gegendruck nach der Gas turbine ungefähr im gleichen Masse erhöht ist.
Die Gasturbine des im -Stossbetrieb arbeitenden Turbo- laders soll also, wenn die Erfindung für die Ruf ladung einer Brennkraftmaschine mit einem mittleren effektiven Kolbendruck von 7 bis 9 kg cm2 angewen det wird, in gleicher Weise bemessen werden wie bei einer herkömmlichen Brennkraftmaschine, die im Stossbetrieb für einen mittleren effektiven Druck von 6 bis 6,6 kg"cm-' aufgeladen wird.
Das Erreichen eines genügend hohen Gegen druckes im Sammelbehälter ist nicht nur deshalb von Interesse, weil dabei eine grosse Nachauslass- periode angewendet werden kann, ohne dass wäh rend derselben eine starke Senkung der Zylinder drücke eintritt, sondern es wird dabei auch erreicht, dass das Verhältnis zwischen Einlassdruck und Aus lassdruck der im Stossbetrieb arbeitenden Gasturbine in der Vorauslassperiode unterhalb des kritischen Druckverhältnisses bleibt, so dass die Verarbeitung der Vorauslassenergie in dieser Turbine auch dann mit bestmöglichem Wirkungsgrad stattfindet, wenn sie nur einstufig gebaut ist.
Im weiteren kann das Öffnen der Auslassorgane der Brennkraftmaschine in einem verhältnismässig späten Zeitpunkt stattfinden, so dass ein Höchstmass an Expansionsarbeit an der Maschinenkurbelwelle zur Verfügung steht. Der Druck in den Gasleitungen zwi schen den Auslassorganen der Maschinenzylinder und der daran angeschlossenen, im Stossbetrieb arbei tenden Gasturbine wird sehr rasch zunehmen, wo durch die Drosselverluste in diesen Auslassorganen niedrig bleiben und die kinetische Energie der Aus puffgase grösstenteils als Nutzenergie für die Liefe rung von Spül- und Ladeluft zur Verfügung steht.
Bei der beschriebenen Brennkraftmaschine wird der grösste Teil der insgesamt aufzuwendenden Verdich tungsarbeit von der Gleichdruckturbine dem mit dieser gekuppelten Verdichter zugeführt, während die Vorauslass-Stossenergie trotzdem auch gut aus genutzt wird, so dass die Vorteile des Stossbetriebes in günstigster Weise mit denjenigen des Gleichdruck betriebes kombiniert werden. Für eine gute Wir kungsweise der beschriebenen Maschine ist es von Vorteil, dass der Rauminhalt des Abgassammel- behälters so klein wie möglich gewählt wird und dass dieser Behälter mit einer guten Wärmeisolation versehen wird.
Als Richtlinie diene, dass die Gesamt druckschwankung im Behälter einen Wert von 0,05 at (doppelte Amplitude) nicht überschreiten soll.
Die Zeichnung zeigt in schematischer Darstellung zwei beispielsweise Ausführungsformen einer auf geladenen Brennkraftmaschine nach der Erfindung.
In Fig. 1 sind die Zylinder einer umsteuer baren vierzylindrigen Zweitakt-Brennkraftmaschine mit Hochaufladung mit 1, 2, 3 und 4 bezeichnet. Die Abgase der Zylinder 1 und 2 bzw. der Zylinder 3 und 4 werden über Verbindungsleitungen 5, die einen möglichst kleinen Rauminhalt haben, den im Stossbetrieb arbeitenden Turbinen 6 und 7 der ersten Turboladergruppen 8 und 9 zugeführt.
Von der Abgasseite der Turbinen 6 und 7 werden die Gase einem Sammelbehälter 10 zugeleitet, der so bemessen ist, dass der Gegendruck dieser Turbinen praktisch konstant bleibt. Über die an diesen Behälter 10 angeschlossene Gleichdruckturbine 11 des Turbo- laders 12 strömen die Gase über einen nicht dar gestellten Schornstein ins Freie.
Der Verdichter 13 des Turboladers 12 saugt die Umgebungsluft an und verdichtet diese, wonach sie in einem Kühler 14 auf eine möglichst tiefe Tempe ratur rückgekühlt wird. Hierauf wird diese Luft durch die Verdichter 15 der ersten Turboladergruppen 8 und 9 weiter verdichtet und anschliessend in den Kühlern 16 wiederum rückgekühlt, bevor sie dem Spülluftbehälter 17 zugeleitet wird. Im allgemeinen wird der Luftdruck am Auslass des Kühlers 14 auf etwa gleicher Höhe sein wie der Gasdruck im Sammelbehälter 10. Hierfür ist nötig, dass dieser Behälter nicht zu gross bemessen und mit einer guten Wärmeisolation versehen sei.
Der Druck im Behälter 10 bleibt annähernd konstant und bei Voll- last der Maschine beträgt dieser Druck mindestens 601/9 des Spüldruckes in atü.
Bei Brennkraftmaschinen, bei welchen der Zünd- abstand zwischen Zylindern, die durch eine gemein same Abgasleitung an eine im Stossbetrieb arbeitende Gasturbine oder an ein Segment des Düsenringes einer solchen Turbine angeschlossen sind, kleiner ist als 135 Kurbelwinkel, kann es bei Anwendung der Erfindung vorkommen, dass die LUberlappungszeit der Auslassperioden der betreffenden Zylinder zu lange wird, so dass während der Nachauslassperiode in einen Zylinder, der gerade gespült worden ist, Abgase eines anderen Zylinders, der bereits angefan gen hat sich zu entleeren, hineingedrückt werden könnten.
Bei einer Brennkraftmaschine der beschriebenen Bauart, bei welcher jeder Zylinder mit mehreren Auslassorganen versehen ist, die an verschiedene Segmente des Düsenringes der im Stossbetrieb arbei tenden Turbine angeschlossen sind, kann die erwähnte Schwierigkeit dadurch vermieden werden, dass ein Teil der Auslassorgane eines Zylinders früher öffnet und schliesst als der übrige Teil der Auslassorgane des gleichen Zylinders, während die Öffnungsdauer der Auslassorgane, welche früher öffnen und früher schliessen, gleich ist der Öffnungsdauer der Aus lassorgane, welche später öffnen und später schlie ssen,
wobei die früher öffnenden Auslassorgane eines Zylinders und die später öffnenden Auslassorgane eines anderen Zylinders über Leitungen mit dem gleichen Segment des Düsenringes der im Stoss betrieb arbeitenden Turbine verbunden sind.
In Fig.2 ist von dieser Ausführungsform der beschriebenen Brennkraftmaschine ein schematisches Beispiel gezeigt. Die abgebildete dreizylindrige Zwei- takt-Brennkraftmaschine hat Zylinder I, 1I und 11I, welche je zwei Auslassventilpaare <I>a</I> und<I>b</I> besitzen, die nacheinander betätigt werden.
Die Ventilpaare la und IIb der Zylinder I bzw. 1I sind über Verbin dungsleitungen 5 und über eine gemeinsame Abgas leitung 5' mit dem gleichen Düsensegment A der im Stossbetrieb arbeitenden Turbine 18 des Turboladers 19 verbunden; zu diesem Turbolader gehört auch der Verdichter 20. Die Ventilpaare lb und IIla sind in gleicher Weise an das zweite Segment B und die Ventilpaare IIa und IIIb an das dritte Segment C des in drei Segmente unterteilten Düsenringes der Turbine 18 angeschlossen.
Der Auslass dieser Tur bine ist mit dem Abgasbehälter 10 verbunden, aus welchem die Gase über die im Gleichdruckbetrieb arbeitende Turbine 11 des Turboladers 12 in gleicher Weise ins Freie abgeführt werden, wie dies mit Bezug auf Fig. 1 beschrieben wurde. Die vom Verdichter 13 des Turboladers 12 angesaugte und verdichtete Luft durchströmt einen Kühler 14 und wird nach weiterer Verdichtung im Verdichter 20 über einen Kühler 16 dem Spülluftbehälter 17 zugeführt.
Reversible multi-cylinder two-stroke internal combustion engine with at least one exhaust gas turbocharger The invention relates to a reversible multi-cylinder two-stroke internal combustion engine with at least one exhaust gas turbocharger, the turbine of which operates in burst mode.
In two-stroke internal combustion engines without a call charge, as well as those with a single-stage call charge by a gas turbocharger operating in burst mode, it is known to leave the outlet organs of the cylinder open during a so-called post-exhaust period while the inlet organs are already closed, in order to enable reversibility. this post-discharge period serves as a pre-discharge period when the machine is running in the opposite direction of rotation.
In particular, internal combustion engines with outlet valves are built in this way because the use of an additional set of cams for the reverse direction of rotation can be avoided.
With supercharged two-stroke internal combustion engines whose exhaust gas turbine does not work in burst mode, but in constant pressure mode, with the pressure of the exhaust gases being kept at a practically constant value after the outlet organs of the machine, it is possible without difficulty to control the controllability by using a sufficiently large post-discharge period to realize.
On the other hand, this is not easily possible with internal combustion engines whose exhaust gas turbine works in burst mode, in particular with supercharging, the mean effective piston pressure generally being more than 7 kg / cm2, because the use of a long post-exhaust period when the machine is rotating in the forward direction causes a significant loss would result in cylinder charge, which would result in such a sharp decrease in the boost pressure that an acceptable mean effective piston pressure could no longer be achieved,
without the thermal load on the machine increasing too high.
It is also known, to achieve the highest possible performance when supercharging internal combustion engines, the two-stage call charge, with the scavenging and charge air being compressed to the desired charge pressure by two supercharger, each driven by an exhaust gas turbine, and where the exhaust gas turbines are also connected in series, such that the charge compressor delivering directly to the machine is driven by the exhaust gas turbine that receives the exhaust gases directly from the machine:
The exhaust gas turbocharger, in whose turbine the exhaust gases from the machine first enter, works with variable pressure in front of the nozzles of this turbine, i.e. in burst mode, while the second exhaust gas turbocharger, in front of whose turbine there is practically constant pressure, works in constant pressure mode.
The invention now enables the direct order control and the Rufladen to a high loading pressure of a reversible multi-cylinder two-stroke internal combustion engine with at least one exhaust gas turbocharger, the turbine works in burst mode, and with a post-discharge period that is large enough to with a changed direction of rotation of the machine to be able to serve as a pre-emptying period without the disadvantages described above occurring.
For this purpose, the machine is characterized according to the invention in that the exhaust gases of the machine are directed to a collecting container after they exit the turbine, which container is dimensioned so that the pressure prevailing therein remains approximately constant, namely at one level when the machine is fully loaded of at least 60% of the flushing pressure in atmospheres,
and that these exhaust gases are subsequently led into the open air from this collecting container via at least one turbine operating in constant pressure operation and the turbines operating in constant pressure and surge operation drive compressors which compress the scavenging and charge air one behind the other.
The gases that leave the exhaust gas turbine, which is operating in burst mode, are thus fed to a collecting container in which an approximately constant counter pressure is maintained.
Since this counter pressure is set at a sufficiently high value, it is achieved that the boost pressure in the machine cylinders when the outlet organs are closed is still high enough to achieve a mean effective piston pressure of at least about 7 kg when the machine is turned forwards without thermal overload ! cm2 and that the post-discharge period can still serve as the pre-discharge period if the direction of rotation of the machine is changed.
Calculations show that although a relatively large post-discharge period is used, there is only a slight pressure loss in the machine cylinders after the inlet organs are closed if the counterpressure in the container is in the correct ratio to the selected flushing pressure.
This ratio is now set in such a way that the pressure in atmospheres in the collecting tank is at least 60% of the flushing pressure when the machine is at full load. If the gas turbine working in burst mode and the gas turbine working in constant pressure mode is dimensioned so that the practically constant pressure in the container has a value between 60 and 85% of the flushing pressure,
in this way an optimal overall efficiency is achieved. Compared to the known internal combustion engine, in which only one turbine stage operating in burst mode is used, an increase in the total amount of scavenging air of approximately 1501u can be achieved when using a second turbine downstream of the collecting container.
If the efficiency of the turbocharger working in constant pressure mode on the turbine side is reasonably good, it can be expected that the suction pressure of the compressor of the turbocharger working in burst mode will roughly correspond to the pressure in the collecting tank, which is connected after the turbocharger working in burst mode. For the turbocharger operating in burst mode, when the invention is used correctly, this means that both the suction pressure upstream of the compressor and the back pressure downstream of the gas turbine are increased by approximately the same amount.
The gas turbine of the turbocharger working in burst operation should therefore be dimensioned in the same way as in a conventional internal combustion engine, if the invention is used for the call charge of an internal combustion engine with an average effective piston pressure of 7 to 9 kg cm2 Burst operation for a mean effective pressure of 6 to 6.6 kg "cm-" is charged.
Achieving a sufficiently high counterpressure in the collecting tank is not only of interest because a large post-discharge period can be used without the cylinder pressures falling sharply during the same, but it is also achieved that the ratio between inlet pressure and outlet pressure of the gas turbine operating in burst mode remains below the critical pressure ratio in the pre-discharge period, so that the pre-discharge energy is processed in this turbine with the best possible efficiency even if it is only built in one stage.
In addition, the opening of the outlet organs of the internal combustion engine can take place at a relatively late point in time, so that a maximum amount of expansion work is available on the engine crankshaft. The pressure in the gas lines between the outlet elements of the machine cylinder and the connected gas turbine working in burst mode will increase very quickly, where the throttling losses in these outlet elements will remain low and the kinetic energy of the exhaust gases will largely be used as useful energy for the delivery of Purge and charge air is available.
In the case of the internal combustion engine described, most of the total compression work to be expended is supplied by the constant pressure turbine to the compressor coupled with it, while the discharge shock energy is still used well, so that the advantages of the shock operation are combined in the most favorable manner with those of the constant pressure operation will. For the described machine to work effectively, it is advantageous that the volume of the exhaust gas collecting container is chosen to be as small as possible and that this container is provided with good thermal insulation.
As a guideline, the total pressure fluctuation in the container should not exceed a value of 0.05 at (double the amplitude).
The drawing shows a schematic representation of two exemplary embodiments of a charged internal combustion engine according to the invention.
In Fig. 1, the cylinders of a reversible four-cylinder two-stroke internal combustion engine with supercharging with 1, 2, 3 and 4 are designated. The exhaust gases from cylinders 1 and 2 or cylinders 3 and 4 are fed to the turbines 6 and 7 of the first turbocharger groups 8 and 9, which operate in burst mode, via connecting lines 5, which have the smallest possible volume.
From the exhaust gas side of the turbines 6 and 7, the gases are fed to a collecting container 10 which is dimensioned so that the back pressure of these turbines remains practically constant. Via the constant pressure turbine 11 of the turbocharger 12 connected to this container 10, the gases flow into the open through a chimney, not shown.
The compressor 13 of the turbocharger 12 sucks in the ambient air and compresses it, after which it is recooled in a cooler 14 to a temperature as low as possible. This air is then further compressed by the compressors 15 of the first turbocharger groups 8 and 9 and then re-cooled again in the coolers 16 before it is fed to the scavenging air tank 17. In general, the air pressure at the outlet of the cooler 14 will be at approximately the same level as the gas pressure in the collecting container 10. For this it is necessary that this container is not too large and provided with good thermal insulation.
The pressure in the container 10 remains approximately constant and when the machine is at full load this pressure is at least 601/9 of the flushing pressure in atmospheres.
In internal combustion engines, in which the ignition interval between cylinders, which are connected by a common exhaust pipe to a gas turbine operating in burst mode or to a segment of the nozzle ring of such a turbine, is less than 135 crank angle, it can happen when using the invention that the overlapping time of the exhaust periods of the respective cylinders is too long, so that during the post-exhaust period exhaust gases from another cylinder that has already started to empty could be forced into a cylinder that has just been scavenged.
In an internal combustion engine of the type described, in which each cylinder is provided with several outlet organs, which are connected to different segments of the nozzle ring of the turbine working in burst mode, the mentioned difficulty can be avoided in that some of the outlet organs of a cylinder opens earlier and closes as the remaining part of the outlet organs of the same cylinder, while the opening duration of the outlet organs, which open earlier and close earlier, is the same as the opening duration of the outlet organs, which open later and close later,
The earlier opening outlet elements of one cylinder and the later opening outlet elements of another cylinder are connected via lines to the same segment of the nozzle ring of the turbine operating in burst mode.
A schematic example of this embodiment of the internal combustion engine described is shown in FIG. The three-cylinder two-stroke internal combustion engine shown has cylinders I, 11 and 11I, each of which has two pairs of exhaust valves <I> a </I> and <I> b </I>, which are actuated one after the other.
The valve pairs la and IIb of the cylinders I and 1I are connected via connecting lines 5 and via a common exhaust line 5 'to the same nozzle segment A of the turbine 18 of the turbocharger 19 operating in burst mode; This turbocharger also includes the compressor 20. The pairs of valves lb and IIla are connected in the same way to the second segment B and the pairs of valves IIa and IIIb to the third segment C of the nozzle ring of the turbine 18, which is divided into three segments.
The outlet of this turbine is connected to the exhaust gas container 10, from which the gases are discharged into the open air via the turbine 11 of the turbocharger 12 operating in constant pressure mode in the same manner as was described with reference to FIG. 1. The air sucked in and compressed by the compressor 13 of the turbocharger 12 flows through a cooler 14 and, after further compression in the compressor 20, is fed to the purge air tank 17 via a cooler 16.