CN100376774C - 涡轮增压柴油活塞式发动机和控制这种发动机的方法 - Google Patents

Abstract

一种活塞式发动机和控制柴油活塞式发动机的方法，该发动机包括至少一个由气缸和在每一气缸内一可移动设置的活塞形成的燃烧室，该活塞连接到一曲柄轴，一喷射装置，其被设计为用于将燃料直接喷射到所述燃烧室内，以及涡轮系统，其包括一低压涡轮和一高压涡轮。本发明的目的是提供一种方法和发动机，通过该发动机，内燃机的热效率可被提高，同时涉及氮氧化物和积碳颗粒排放的需求得到了持续的维持。

Description

涡轮增压柴油活塞式发动机和控制这种发动机的方法

技术领域

本发明涉及一种控制活塞式发动机的方法。更特别地，涉及一种控制柴油内燃机的方法，在这种内燃机中，燃料直接喷射到燃烧室内以用于点火。本发明还涉及一种活塞式内燃机。

背景技术

在用于重型车的标准的直接喷射柴油发动机中，即每个气缸的工作容积在0.5和4升之间的柴油发动机中，发动机被控制以便在22 barBMEP下最大气缸压力达到约180bar时发生燃烧。在这种发动机中，当内燃机在最大负荷下时，在约30度曲柄角角度，燃料被直接喷射到燃烧室。在最大负荷下，喷射通常开始于上止点之前的10-15度，并根据发动机操作点持续到止点之后约15-20度。所述类型的传统内燃机装配有具有达到约55-60％的涡轮图效率的涡轮系统。该涡轮系统的最大增压可达到约330kPa的绝对压力。上述类型的传统柴油发动机具有最高达约45-46％的热效率。热效率的意思是在燃烧过程中释放的发动机能够转换成有用机械功的燃料内能的份额。

对于涡轮图效率η_turbo，下面的关系是成立的：η_turbo＝η_compressor·η_turbine·η_mechanical，这里，η_compressor是压气机级的效率，η_turbine是涡轮机的效率，而η_mechanical是涡轮机和压气机之间的动力传送效率。压气机和涡轮机级的各自效率从通过测试产生的图表中得到，可替代地，通过计算元件的非脉动的流动得出。涡轮图效率为将涡轮机级和压气机级的效率值一起相乘得到的效率并将该结果与相关的机械效率相乘得出的效率，其中涡轮机级效率和压气机级效率从这种图表中得出，用于设备被驱动的操作点。

近些年来，与柴油发动机的排放有关的法律，特别是涉及氮氧化物和颗粒物排放的法律已经更严厉了。当燃料在气缸内燃烧时形成的氮氧化物的量取决于燃烧时的温度和持续时间。高温导致空气中更多份额的氮气转换为氮氧化物。降低形成的氮氧化物的一种方式是降低燃烧的温度。但是，降低燃烧温度将带来问题。在某些操作条件下，积碳颗粒的量将增加，由于这种原因，可导致内燃机在通行的排放法规下得不到批准。而且，当温度降低后，内燃机的热效率可能会减小。但是，在燃烧过程中形成的氮氧化物可被减少，因此通过位于排气管内的催化反应室的排气后处理被再次转换为氮气。但是，催化反应室的存在增加了排气背压。增加的排气背压将导致内燃机热效率的降低。而且，对于内燃机在某些操作点产生的过量颗粒量，为了满足通行的排放需要，减少积碳颗粒排放的需要使得所谓颗粒捕集器的使用成为了必需。颗粒捕集器也增加了排气背压并因此降低了内燃机的热效率。

面对内燃机制造的一个问题是，就法律强加的关于积碳颗粒和氮氧化物最大容许排放水平的需要来说，事实是这样的，即需要的容许排放水平是持续降低的。降低排放水平的需要意味着，首先，发动机不能在低燃料消耗实现最优化，其次，需要降低排放的外围设备，而该外围设备促使了内燃机热效率的降低。

发明内容

本发明的目的是提供一种控制内燃机的方法，通过这种方法，内燃机的热效率可被提高，同时涉及氮氧化物和积碳颗粒排放的需要也可被持续地维持。

该目的通过专利权利要求1特征部分的方法来实现。

该目的通过这样的事实来实现，即装配到内燃机的低压涡轮和高压涡轮中的每一个都具有高于60％的涡轮图效率，并且对于平均活塞速度大于6m/s和发动机负荷大于15bar BMEP的内燃机而言，气体交换阀的控制机构被配置为能提供至少一个第一操作范围，其中在所述第一范围内的容积效率低于70％。

这种控制机构的效果在下文作详细描述。

根据本发明的实施例，当内燃机负荷在5和30bar BMEP之间以及平均活塞速度在5和7.5m/s之间的操作范围内时，装配到所述燃烧室的气体交换阀被这样控制，以便能提供低于85％的最小气体容积效率。气体交换阀指的是进气阀和排气阀。这种控制受与通常为内燃机设置的各自的开启和关闭时间有关的气体交换阀开启和关闭时间的变化的影响，其中开启和关闭时间被设置以提供内燃机最大可能的气体容积效率。进气阀被控制以便提供较低的气体容积效率的发动机通常指的是米勒(Miller)发动机。米勒发动机的概念在专利US 2670595中引出。根据本发明的另一实施例，容积效率根据内燃机负荷和内燃机的平均活塞速度而变化。容积效率被允许在45％和85％之间变化，这从图1可清楚看出。根据该实施例的一个变形，进气阀被提前关闭以便提供低的气体容积效率。在现代标准发动机中，进气阀的关闭发生在零气门间隙直到在下止点之后的56度曲柄角处。这样的效果是气体容积效率通常可达到至少90％。根据本发明，在使用固定凸轮轮廓的地方，在高负荷和高转速(r.p.m.)下，使用下降到下止点之前30度曲柄角的进气阀关闭时间(在零气门间隙处)。也有可能使用电机控制的进气阀和/或电机控制的排气阀。相应地，与使用传统的凸轮轴相比，具有电机阀控制的开启和关闭过程通常更迅速。相对于使用传统凸轮轴驱动的阀，这意味着开启时间和关闭时间不得不被转换。电机控制的阀的开启时间和关闭时间在该情形下被这样设置，以便在气缸内腔中得到预期的充量密度或气体容积效率。

气体容积效率指的是供给的气体量和燃烧室的体积之间的比值。如果使用废气再循环，即EGR，供给的气体量包括供给气体量和供给的空气量的总和。在EGR不被使用时，供给气体量仅仅包括供给的空气量。

在装配有一个或多个涡轮单元的内燃机中，内燃机可被控制以便区分气缸内燃烧过程效率的优先次序，或者通过分别使发动机的气体容积效率最优化或使燃烧过程和燃气轮机过程之间最优化而区分用于涡轮系统的燃气轮机过程的优先次序。气缸内燃烧过程的效率通过使提供给燃烧过程的气体量(它以摩擦力，热传递和气体交换功的形式影响附加损失(parasitic loss))最优化而得到提高。气体量由气体容积效率(在示例性实施例中，通过改变进气阀的关闭点来控制)控制。燃气轮机过程通过控制流过发动机的气体流量也得到了提升。对某一操作点的气体容积效率的最优选择是这样的，燃气轮机过程和燃烧过程同时以高过程效率操作。气体容积效率的最优选择主要取决于燃气轮机过程的过程效率。燃气轮机过程的过程效率越高，给定操作点的最优气体容积效率越低。使用非常有效的燃气轮机过程(在具有中间冷却和置后冷却的串联的两级系统中具有至少70％的涡轮图效率)，在所述操作点具有低于70％的最优气体容积效率对于重型柴油发动机是非常重要的。

流过发动机的气体流量对于热效率来说是重要的，这清楚地示于图2和3中。通过在操作点之间改变气体容积效率，过量空气系数能够被控制。对于具有给定涡轮配置的内燃机来说，事实是这样的，即对于该涡轮系统的给定效率而言，对于给定预期的空燃比，存在有一个容积效率就热效率来说使发动机最优化。在图2中，热效率被显示为过量空气系数λ的函数，其用于包括一个第一低压涡轮和一个设置在所述低压涡轮下游的第二高压涡轮的涡轮系统，其中形成该涡轮系统的高压涡轮和低压涡轮具有高达50％的效率。从该图可以看出，在过量空气系数小于1.8时，容积效率对于热效率而言不那么重要了。对于过量空气系数大于1.8时，事实将是这样的，即在给定的过量空气系数下较低的容积效率产生较低的热效率。

在图3中，热效率被显示为过量空气系数的函数，其用于包括一个第一低压压气机和一个设置在所述低压涡轮下游的第二高压压气机的涡轮系统，其中组成该涡轮系统的涡轮级具有高达70％的效率。从该图可明显看出，对于给定的过量空气系数来说，较低的容积效率产生较高的热效率。也就是说，当每一涡轮级的涡轮图效率足够高时，即根据第一实施例，该涡轮图效率高于60％，根据第二优选实施例，该涡轮图效率高于65％，而根据第三优选实施例，该涡轮图效率高于70％，于是热效率随着容积效率的降低而增加。还可以看出，在低容积效率及通常过量空气系数在1.7-2.1的范围内时，热效率是相对恒定的。另一方面，热效率随容积效率的增加而急剧下降。优选地，在平均活塞速度为6.25m/s以及发动机负荷等于26bar BMEP时，可以保证容积效率低于70％，优选地低于60％。

图4-6示出了以制动燃油消耗率(BSFC)表示的热效率作为进气阀关闭时间的函数。该研究涉及设置有两级增压系统的内燃机。进气阀通过具有固定凸轮轮廓的凸轮轴控制。如查使用电机控制进气阀，由于这种阀具有较快的开启和关闭过程，该阀门时间将需要被转换以便在流过气缸的气流中得到预期的气体容积效率。

从图4-6可以看出，在进气阀的关闭时间小于500度曲柄角时，BSFC急剧增加。这取决于气体容积效率在该区域中越来越快的减小。

图4展现了以制动燃油消耗率(BSFC)表示的热效率作为进气阀关闭时间的函数，其用于装配有传统效率达约56％的压气机/涡轮机对的传统的两级增压系统的发动机。该发动机被设计用于根据本发明快速燃烧。在该情形中，可以看出热效率受使用低容积效率的影响不是那么显著。

图5展现了热效率表示为进气阀关闭时间的函数，其用于装配有提高的效率达约65％的压气机/涡轮机对的改进的两级增压系统的发动机。该发动机被设计用于根据本发明快速燃烧。在该情形中，可以看出对于λ值为1.9(实线)时，热效率上升并在进气阀的关闭时间在约515度曲柄角，即在下止点之前的25度曲柄角达到最佳值；对于λ值为2.1(短划线)时，热效率在进气阀的关闭时间在约525度曲柄角，即在下止点之前的15度曲柄角达到最佳值；对于λ值为2.3(点线)时，热效率在进气阀的关闭时间在约535度曲柄角，即在下止点之前的5度曲柄角达到最佳值。当过量空气系数λ提高时，这些最佳值将变得不那么清晰。

图6展现了以制动燃油消耗率(BSFC)表示的热效率作为进气阀关闭时间的函数，其用于装配有提高的效率达约70％的压气机/涡轮机对的传统的两级增压系统的发动机。该发动机被设计用于根据本发明快速燃烧。在该情形中，可以看出对于λ值为1.9(实线)时，热效率上升，即BSFC降低并在进气阀的关闭时间在约505度曲柄角，即在下止点之前的35度曲柄角达到最佳值；对于λ值为2.1(短划线)时，热效率在进气阀的关闭时间在约515度曲柄角，即在下止点之前的25度曲柄角达到最佳值；对于λ值为2.3(点线)时，热效率在进气阀的关闭时间在约525度曲柄角，即在下止点之前的15度曲柄角达到最佳值。在该情形中，进气阀早期关闭的优点似乎比使用每一级具有65％效率的涡轮配置的地方更明显。而且，过量空气系数λ＝2.3的曲线对于进气阀的早期关闭持续展现出清晰的最佳值。

在先前已知的发动机设计中，米勒(Miller)概念被舍弃了，这是因为它不能对增加发动机的热效率作出显著贡献。本发明的优选实施例利用这样一种不寻常的事实，即在使用快速燃烧的内燃机，即比喷射时间小于0.12度曲柄角/(bar x m/s)，连同两级涡轮配置时，其中每一级包括机械效率高于60％，优选高于65％，并且特别优选地是达至少70％的涡轮机/压气机对，通过确保内燃机可在具有相对低的容积效率并且同时热效率较高的操作范围内实现增加的热效率。

根据本发明的一个实施例，装配到所述燃烧室的气体交换阀被控制以便提供根据发动机的操作状态而在45％和85％之间变化的容积效率。根据本发明的一个实施例，被使用的气体交换阀的开启和/或关闭过程是可调节的。

根据本发明的该实施例，依靠燃烧室进气阀的关闭时间可保证内燃机的恰当空气量，其中进气阀关闭时间根据内燃机的操作状态变化。根据该实施例的一个变形，对于平均活塞速度大于6m/s和发动机负荷大于15bar BEMP的内燃机来说，气体交换阀被控制以便提供至少一第一操作范围，其中在所述第一范围内的容积效率低于70％。气体容积效率的变化可通过提供电控气阀，机械控制的具有可变凸轮轮廓的气阀，或着由本领域技术人员公知的其它方式通过改变内燃机阀门的关闭时间来实现。

在下面的例子中，示出了合适的进气阀的关闭时间，在那里，具有固定凸轮轮廓的凸轮轴被使用。该例子示出了为了得到良好的热效率应如何选择气体容积效率。

根据第一示例性实施例，对于每一级具有65％的效率的涡轮配置，进气阀的关闭被提前到下止点之前的30度曲柄角到下止点之后的20度曲柄角的范围内。

简言之，已经证明了，对于每级具有65％的效率的涡轮配置来说，当λ在2.1和2.3之间时，进气阀应该优选地在下止点之前的约10度曲柄角，即下止点之前的约20-0度曲柄角关闭，并且当λ等于1.9时，优选地在下止点之前的约20度曲柄角，即下止点之前的约30-10度曲柄角关闭。

在每一涡轮单元具有70％的效率的涡轮配置中，情况是这样的，即当λ在2.1和2.3之间时，进气阀应该优选地在下止点之前的约20度曲柄角，即下止点之前的约30-10度曲柄角关闭，并且优选地在下止点之前的约30度曲柄角，即下止点之前的约40-20度曲柄角关闭。

在上述本发明的示例性实施例中，进气阀的早期关闭导致了容积效率降到了85％以下。在某些操作情况下，对于内燃机的热效率来说，容积效率将在低到48％时是最优的。

还示出了，如果进气阀的关闭根据上面的描述被提前，NOx的形成将降低。在图4-6中，NOx的形成被示为进气阀关闭时间的函数。由于较少的废气后处理，这也有助于热效率的提高，该后处理本身增加了内燃机的负荷。

根据一个实施例，供给所述燃烧室的空气和燃料被调节以便提供一大于1.9的过量空气系数(λ)。通过使用比常规大一些的过量空气系数，内燃机的热效率增加了，同时积碳随着被保持的NOx形成而减少了。

根据本发明的优选变形，容积效率的降低通过进气阀在下止点之前被关闭来实现。在这些情形中，当活塞从在进气阀的关闭的时刻和下止点处的活塞位置移动时，容积效率在燃烧室内的空气膨胀时将降低。该膨胀将引起燃烧室内的空气某种程度的冷却。反过来，冷却的空气有助减少在燃烧中形成的NOx的量。而且，施加在内燃机冷却系统上的热负荷降低了，这有助于较小的冷却损失并因此增加发动机的热效率。

根据本发明的一个实施例，产生低气体容积效率的固定凸轮被使用。该固定的凸轮指机械控制的开启和关闭装置，其中开启时间和关闭时间不能被改变。根据该实施例的一个变形，预期的容积效率通过在下止点之前关闭进气阀而实现。这种发动机适于固定设备，其中发动机在一操作点处必须以良好的效率驱动。

根据本发明的一个实施例，气体交换阀被使用，其开启和/或关闭过程是可调节的。在该情形中，装配到所述燃烧室的气体交换阀被控制以便提供根据发动机的操作状态而在45％和85％之间变化的容积效率。

根据本发明的该实施例，依靠燃烧室进气阀的关闭时间可保证内燃机恰当的空气量，其中进气阀关闭时间根据内燃机的操作状态变化。根据该实施例的一个变形，对于平均活塞速度大于6m/s和发动机负荷大于15bar BEMP的内燃机来说，气体交换阀被控制以便提供至少一第一操作范围，其中在所述第一范围内的容积效率低于70％。气体容积效率的变化可通过提供电控气阀，机械控制的具有可变凸轮轮廓的气阀，或着由本领域技术人员公知的其它方式通过改变内燃机阀门的关闭时间来实现。

这种变形优选地这样实现，即进气阀的关闭时间随着发动机负荷和转速的增加而提前。关闭时间的变化如何执行的一个例子示于图7中。在该示例性实施例中，在所有操作点处最早可能的关闭发生在发动机转速为1500r.p.m.时。关闭点被设定在520度曲柄角。通常，关闭点被设定在596度曲柄角。当发动机转速为1250r.p.m.时，520度曲柄角的关闭点被用于全负荷和相当于75％全负荷的部分负荷。对于相当于50％全负荷的部分负荷而言，550度曲柄角的关闭点被使用，而对于相当于25％全负荷的部分负荷而言，596度曲柄角的关闭点被使用。当发动机转速为1000r.p.m.时，540度曲柄角的关闭点被用于全负荷。对于相当于75％全负荷的部分负荷而言，550度曲柄角的关闭点被使用。对于相当于50％和25％全负荷的部分负荷而言，596度曲柄角的关闭点被使用。根据该实施例，使用关闭点的变化以便确保内燃机的燃烧室在变化的操作状态下被给定恰当的空气量。增压系统可因此被更自由地控制以便确保增压系统在能允许该增压系统良好效率的操作状态下工作。进气阀在低负荷和低发动机转速下保持开启一段较长的时间这一事实意味着内燃机在该工作范围内可获得非常好的瞬态响应。在本申请中，关闭点被标记了尺寸以便在四冲程内燃机的进气阶段与进气阀的开度有关的上止点位于360°处。随后的下止点位于540°处。

在传统的柴油内燃机中，喷射不得不被提前启动，即在上止点之前的10-15度曲柄角时被启动，这是为了确保足够量的燃料在上止点之前被供给，从而减轻由于喷射到膨胀的并因此冷却的燃烧室而引起的不利影响。这种不利影响的例子有减小的热效率和增加的积碳。而且，在传统的柴油内燃机中，喷射持续到上止点之后的15-20度曲柄角。缓慢燃烧导致许多热量疏散到内燃机的冷却系统，从而引起内燃机热效率的降低。而且，在缓慢燃烧中，绝大多数热废气被排出，从而也对热效率的降低作出了贡献。相对于已知的直接喷射的柴油内燃机，喷射时间的显著缩短确保了与长喷射时间有关的问题的减少并且发动机的热效率也因此增加了。根据本发明的一个实施例，当内燃机上的负荷大于7bar BMEP时，燃料从所述比喷射时间小于0.12度曲柄角/(bar xm/s)的喷射装置喷射。

比喷射时间是不依赖于发动机尺寸的喷射时间长度的度量。比喷射时间(_spec)借助以曲柄角度为单位的喷射时间(_inj)的帮助来计算，平均有效压力(BMEP)以巴(bar)为单位，平均活塞速度(V_p)以m/s为单位：

BMEP按以下限定：

$\begin{array}{cc}\mathrm{BMEP}=\frac{T_{\mathrm{brake}}\·4\mathrm{\π}}{V}\·{10}^{-5}& \left[\mathrm{bar}\right]\end{array}$

其中T_brake构成了以Nm为单位测量的曲柄轴处制动扭矩，而V构成了以m³为单位的体积。因此BMEP是不依赖于发动机尺寸的，在包括进气阶段、压缩阶段、膨胀阶段以及排气阶段的全部循环过程中的，被传递的曲柄轴扭矩的平均值。

喷射时间的长度被定义为关于开启和关闭两侧的50％针阀升程之间的曲柄角度的间距。在图8中，概略的示出了一个图表，该图表显示的是针阀升程作为曲柄角的函数。描绘喷射阀的开启的侧边O和描绘喷射阀的关闭的侧边C相对地都比较陡。通常在开启阶段中有一个小的突起Os，这取决于喷射阀的弹性特性。在开启开始之前，可能出现从零位置处偏移的某一小偏差B。而且，由于喷射阀是不确定的，可能引起关闭阶段的瞬时反冲现象R。为了消除确定喷射时间的困难，根据上面的描述，喷射时间应被确定在关于开启侧边O和关闭侧边C的50％针阀升程之间的曲柄角度的距离D。

本发明使用相对高负荷和高r.p.m下的短的比喷射时间。比喷射时间的阈值被选定为0.12度曲柄角/(bar x m/s)以便在22 bar BMEP和平均活塞速度为7.5m/s时，以曲柄角度测量的喷射时间将小于18度曲柄角。

图9a-9d示出了多个操作情况的喷射时间的测量。

在本发明的研制过程中，研究表明关于内燃机热效率的特别有利的效果是在较高的BMEP下获得的。在本发明的优选实施例中，所述的标准被作出了某种修改，以便在发动机负荷大于12 BMEP并且特别是在负荷大于18 BMEP时使比喷射时间达到小于0.095度曲柄角/(bar xm/s)和0.09度曲柄角/(bar x m/s)。比喷射时间作为具有一系列平均活塞速度的内燃机上的负荷的例子示于图10中。

根据本发明的一个实施例，燃料供给开始在上止点之前的10度曲柄角和上止点之后的1度曲柄角的范围内。记录在图11中的计算示出了热效率在很大程度上取决于喷射的起始点。喷射优选地发生在上止点之前的8度曲柄角和上止点之间。通过提供根据上面提出的喷射时间的起始点，可确保由于热传递和摩擦引起的附加损失的减少。喷射持续时间对于燃料消耗还具有显著的影响。

内燃机通过包括具有中间冷却的低压涡轮和高压涡轮的涡轮系统来增压。根据第六实施例的第一变形，在该涡轮系统中高压涡轮和低压涡轮具有高于60％的效率。在第二变形中，所述效率高于65％。在第三变形中，所述效率高于70％。涡轮图效率为约70％的涡轮系统结合图12-15来描述。该涡轮系统包括具有中间冷却的低压涡轮和高压涡轮。计算已经表明了当涡轮图效率增加一个百分点时，快速燃烧与进气阀的可变关闭时间一起，将导致内燃机的热效率升高0.15个百分点。在使用传统控制的发动机的地方，当涡轮图效率增加一个百分点时，热效率只能增加0.05个百分点。这种对热效率提高的较低贡献在历史上意味着单级涡轮中的压气机部分的效率在过去的25年里只提高了少数几个百分点。在用于卡车的已知商业可用的涡轮压气机中，其效率从1977年的约77％提高到了2000年的约79％。很简单，效率的进一步提高不再值得作出了。在结合图12-15描述的新的涡轮系统中，低压压气机和高压压气机具有约83％的效率。

为了进一步提高热效率，排气导管，涡轮外壳和排气歧管，即那些显然被排气加热的所有部件都被设置了绝热涂层。这将导致传递给排气导管的热量减少，从而允许更多份额的热量在增压系统中被回收。

为了进一步提高热效率，向所述燃烧室的空气和燃料供给可被调节以便在大于8^*BMEP bar的燃烧过程中可允许最大的气缸压力。在一优选实施例中，向所述燃烧室的空气和燃料供给可被调节以便在大于9^*BMEP bar的燃烧过程中可允许最大的气缸压力，并且在另一个变形中，向所述燃烧室的空气和燃料供给可被调节以便在大于10^*BMEP bar的燃烧过程中可允许最大的气缸压力。

本发明可通过各种实施例和变形的组合而被改变。

本发明还涉及一种使用上述原理的内燃机。本发明以权利要求24的特征部分的内燃机显示。

本发明的实施例显示在附加的专利权利要求25-48中。

附图说明

本发明的实施例将通过结合所附的附图来描述，其中这些附图为：

图1示出了最佳容积效率作为发动机负荷的函数，

图2示出了热效率作为过量空气系数的函数，用于每一级涡轮具有达50％涡轮图效率的涡轮系统，

图3示出了热效率作为过量空气系数的函数，用于每一级涡轮具有达70％涡轮图效率的涡轮系统，

图4示出了热效率表示为进气阀的关闭时间的函数，用于具有传统的两级增压系统的发动机，

图5示出了热效率表示为进气阀的关闭时间的函数，用于装配有具有达约65％的提高的涡轮图效率的两级增压系统的发动机，

图6示出了热效率表示为进气阀的关闭时间的函数，用于装配有具有达约70％的提高的涡轮图效率的两级增压系统的发动机，

图7示出了进气阀关闭时间的变形如何执行的例子，

图8以图表示出了在喷射器中针阀的升程作为曲柄角度的函数，

图9a-d示出了对于多个操作情况下针阀作为曲柄角度函数的测量，

图10示出了比喷射时间作为一系列平均活塞速度的内燃机的BMEP的函数，

图11示出了热效率与喷射起始点和持续时间的依赖性，

图12以图解示出了具有两级涡轮增压系统的内燃机，

图13是形成涡轮增压系统的两个涡轮增压器级的纵剖面图，

图14是用在涡轮增压器系统中的压气机叶轮的部分断开平面图，

图15是高压涡轮机的涡轮叶轮平面图，

图16以图解示出了一被控制以便得到良好热效率的内燃机。

具体实施方式

图16以图解方式描绘了一种内燃机，其被控制用来获得良好的热效率。该内燃机51是活塞式内燃机并且其包括一组燃烧室，每一燃烧室由一气缸52形成，在每一气缸内有一可移动设置的活塞53，该活塞通过连杆55连接到曲柄轴54。燃烧室配备有一喷射装置56，其被设计用于将燃料直接喷射入所述燃烧室。对于内燃机在其发动机负荷大于6巴(bar)BMEP而平均活塞速度大于6m/s的情况下，喷射装置被设计为在一操作范围内提供小于0.12度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

为此，喷射装置包括一个喷嘴，其允许比喷射时间小于0.12度曲柄角/(bar x m/s)。对于每个气缸的体积为2升(1)的内燃机而言，优选地使用具有比传统喷射器的孔面积大一些的喷射器。而且，理想的是，调节喷射装置以便以米/秒为单位测量的喷射速度保持与传统的喷射器大体上相同。对于每一气缸的体积为2升(1)的发动机而言，喷射器的流量系数大于2.51/min。对于能允许快速喷射时间的喷射装置的配置，可参见US 5302745和US 6349706，它们的描述被合并在本文献中。用于实现所期望的比喷射时间的喷射器凸轮和喷嘴的配置是本领域技术人员所熟悉的。

每一气缸室52配备有至少一个进气阀57和排气阀58。这些阀优选地这样设置，以便它们允许内燃机可在上述的低容积效率下操作。为此，进气阀和/或排气阀可装配固定的凸轮，该凸轮在固定的操作状态中允许最佳的低容积效率。当发动机用在具有恒定负荷的设备中时，这是可能的。当发动机被用在具有可变负荷的设备中时，优选地使用阀动器59，60，它们允许进气阀和/或排气阀的开启和关闭可以调节。气体交换阀的开启和关闭的可调节本身是预先公知的。用于实现阀的可变化的开启和/或关闭的装置的例子在US 6257190，US 6053134，US5537961，US 5103779中给出了，它们的描述被合并到本文献中。

为了分别调节进气阀57和排气阀58的开启和/或闭合，设置了一控制单元61。该控制单元61与相应的阀动器59，60相连接以用于调节开启和关闭时间。控制单元包括第一表现形式，其中所期望的容积效率表示为发动机负荷和平均活塞速度的函数。该表现形式可配置为矩阵形式并且表现为与图1相似的图表。存储在矩阵中的测量值是基于试验台测量的，其中用于获得最大热效率的最佳容积效率同时也满足通行的排放要求。该矩阵被存储为一数据库62，其中所期望的容积效率η通过以发动机转速n和发动机负荷形式的输入数据给出，例如以BMEP表示。发动机的转速信息通过已知的方式获得，例如通过感应拾取，其检测安装在曲柄轴上的大齿轮的嵌齿的通过。发动机负荷信息可通过例如与所喷射的燃料量有关的数据或者通过直接测量扭矩传递器来获得。还具有与所期望的过量空气系数有关的信息，或者，在适当的地方，所期望的等效过量空气系数，在那里，内燃机配备有废气再循环装置。等效过量空气系数阀的意思是气缸内的空气和再循环废气的特定质量与能允许化学计量燃烧的空气质量的比值。该信息被存储为与期望的空气过剩有关的代表13，并且其作为负荷和发动机转速的函数。根据期望的容积效率信息，或者在EGR被使用的场合，根据等效过量空气系数的信息，气体交换阀59，60的开启时间和关闭时间产生在第三代表64中。根据本发明的一个实施例，代表62-64可简单地表示为单个的表现形式，其中进气阀的关闭时间表示为发动机负荷和发动机转速的函数。这种表现形式的一种例子示于图7中。

根据本发明的一个使用增压系统的实施例，将在下文作详细描述。该增压系统的目的在于，首先，容积在约6升和约20升之间的柴油机，其被优选地用于重型车辆，例如卡车，公共汽车以及施工机械。该增压系统具有的特征在于，它提供了比当前系统更高效率的增压。这种增压在具有两个串联的，带有中间冷却的径向式两级压气机中实现。第一压气机级，指的是低压压气机，它由径流式低压涡轮驱动。第二压气机级，为高压压气机，由径流式高压涡轮驱动。

图12示出了具有六个发动机气缸11的发动机体10，这些气缸通过传统方式与一进气岐管12和两个分开的排气岐管13，14连接。该两排气岐管中的每一个接收来自三个发动机气缸的废气。这些废气通过分开的管15，16引导到高压涡轮单元18中的涡轮17，该高压涡轮单元18包括一与涡轮17共轴安装的压气机19。

废气向前引导通过导管20直到低压涡轮单元22中的涡轮21，该低压涡轮单元22包括一与涡轮21共轴安装的压气机23。废气最后向前引导通过导管24直到发动机的排气系统，该排气系统可包括用于废气后处理的单元。

过滤后的吸入空气被允许通过导管25而进入发动机以及被引导进入低压涡轮单元22的压气机23中。导管26引导吸入空气向前通过第一中冷器27到高压涡轮单元18的压气机19。在具有中间冷却的两级增压后，吸入空气被引导向前穿过导管28到第二中冷器29，随后吸入空气经导管30而到达进气岐管12。

根据该实施例的涡轮增压系统更详细的示于图13中，其示出了通往高压涡轮17的双重的蜗管入口15，16，每一蜗管入口通过入口导轨17a将气流提供给一半的涡轮。高压涡轮17是径流式的并且其通过短的中间导管20连接到低压涡轮21，由于低压涡轮是轴流式的，因此这是有用的。该短的流动路径使涡轮机级之间的压力损失最小化了。

高压涡轮17与高压压气机19一起安装在轴31上。相应地，低压涡轮21和低压压气机23一起安装在轴32上。两个涡轮单元18，22基本上沿同一纵轴定位。中间导管20配备有密封33，其通过允许在轴向和径向上的一定移动性来防止安装张力和渗漏，该移动性吸收热应力和安装的一些缺陷。

轴流式低压涡轮机设置有入口导轨34，为实现最大效率，该导轨被配置为使靠近涡轮中心部分的运转最优化(所谓的“复合倾斜(compound lean)”配置有一导轨，该导轨轮廓的重心位于一曲线上，其目的在于将运转分布在涡轮机级上以便朝向涡轮叶片的中心最优化，在那里，边缘效应和损失最小)。该低压压气机是径向式的，其叶片配备有较大的后掠角，这将在下面参照图14作详细描述。高压压气机19同样也是径向式的，它的叶片可以与低压压气机23相应的方式而方便地形成后掠角。

从图14可以看出，叶片35的假想延长线和线36(以点划线示出)之间的叶片角β_b2为至少约40度，有利地为至少约45-55度，其中，叶片35的假想延长线沿着根部截面和顶端截面之间的中心线在出口切线方向上延伸，而线36将压气机叶轮的中心轴线连接到叶片的外点。市场上所能提供的涡轮压气机具有的叶片角β_b2在约25和约35度之间。在测试根据该实施例的涡轮增压系统中，已经证明了将叶片角增加到至少约40度是有利的。这种增加叶片角的效果主要在于对于给定的压力比，相关涡轮的压气机叶轮以较高速度旋转。速度的增加意味着涡轮叶轮的直径，以及因此的质量惯性矩可被减少。作为次要影响，由于质量惯性矩的减小意味着涡轮叶轮可更容易地加速到它的有效速度范围，发动机的瞬态响应也提高了。此外，压气机的效率提高了，特别是由于沿着叶片的压力侧和吸力侧的流动之间的速度偏差减小了，将引起较少的二次流动以及较低的损失，并且由于转子出口中流速的降低，将引起随后的扩压件中较低的损失。

两个压气机在各自的压气机叶轮的下游都设置有导轨以便使压力的建立的最优化。该扩压件最好是LSA(低稠度翼面)型的，它表示具有空气动力学构造的叶片的扩压件，该扩压件的长度与叶片之间的距离(间距)的比在0.75和1.5之间。

出口扩压件37设置在低压涡轮21之后以用于恢复离开涡轮的动态压力。该扩压件展开通向排气收集器38中，该收集器将废气引导出来到达排气管24。该扩压件被设计为具有轴向入口和实际上为径向出口的环形导管。扩压件的外部导管由法兰37a封闭以便防止由于来自随后的收集器中的再循环气体的干扰而引起的流出。法兰37a可非对称地设置以减少收集器的尺寸。法兰的最大径向高度直接位于排气收集器38的出口的前面并且其最小的径向高度位于直径相对侧。

用于驱动高压压气机19的高压涡轮17示于图15中，它是径流式的，并具有一相对高速旋转的涡轮叶轮，该涡轮叶轮具有较小的直径。这使得有可能避免在涡轮叶轮轮毂40中的那些类型的凹进部分39，该轮毂通常用于现有技术的这种类型的涡轮中(所谓的“加工成扇形缺口”)。在图15中，这些凹进部分39以划线示出，仅仅是为了示出现有技术。消除这些凹进部分的结果是，涡轮叶轮能更有效地操作以用于更高的整体效率。

涡轮在每一叶轮的上游具有入口导轨以用于最优化叶轮上的流动。这种包括一径流式的高压和轴流式的低压涡轮的装置，意味着涡轮机级之间的流动损失可通过一短的中间导管最小化。高压涡轮已被设置了一双蜗管入口以使得来自柴油发动机废气的能量利用最优化。但是，该实施例的变形，也可被用在具有单个，两个和多个入口的传统入口中。

为了产生适合于具有6-20升容积的柴油发动机的压力，绝对压力大约为4-6巴，每一压气机仅需要将压力增加到入口压力的2-2.5倍，并且因此被最优化用于比通常的单级压气机低的压力比。

上述涡轮增压系统可被有利地用于具有所谓米勒(Miller)功能性的四冲程柴油发动机中，这意味着一些有效的压缩被移动到气缸的外部而到达涡轮压气机，并且随后在中冷器中冷却，因此空气体积的温度降低了，这在气缸内产生了更有效的热动力学过程以及较低的废气排放，例如氮氧化物(NOx)。

该涡轮增压系统还可被用于具有“长路径EGR”(Long RouteEGR)型废气再循环的发动机，即废气可在低压涡轮21的出口之后被移动并且在低压压气机的入口之前再循环到发动机的入口侧。

为了减少来自内燃机的排放，内燃机可配备用于催化还原废气的装置，与EGR相组合也是可能的。现有技术中用于选择性催化还原氮氧化物的一个例子在文献US 6063350中给出了，它的描述被合并到本申请中。

内燃机还可配备用于降低来自内燃机积碳排放的颗粒过滤器。与使用根据本发明的发动机控制机构的发动机一起使用的颗粒过滤器的一个例子在文献US 4902487中给出，其描述被合并到本申请。

本发明不应被认为现定于上述实施例，而是可在下面的专利权利要求的范围内自由变化。

Claims (43)

1.一种控制柴油活塞式发动机的方法，该发动机包括至少一个由气缸(52)和在每一气缸内可移动设置的活塞(53)形成的燃烧室，该活塞(53)连接到曲柄轴(54)，喷射装置(56)，其被设计以用于将燃料直接喷射到所述燃烧室内，以及涡轮系统，该涡轮系统包括低压涡轮(22)和设置在所述低压涡轮(22)下游的高压涡轮(18)，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于60％的涡轮图效率，并且气体交换阀的控制机构被配置为向平均活塞速度大于6m/s和发动机负荷大于15bar BMEP的内燃机提供至少一个第一操作范围，其中在所述第一范围内的容积效率低于70％。

2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于65％的涡轮图效率。

3.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于70％的涡轮图效率。

4.如权利要求1-3中任意一项所述的方法，其特征在于，装配到所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被这样控制，以便在内燃机负荷在5和30bar BMEP之间以及平均活塞速度在5和7.5m/s之间的操作范围内，提供低于85％的容积效率。

5.如权利要求4所述的方法，其特征在于，装配到所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被控制以便提供根据发动机的操作状态而在45％和85％之间变化的容积效率。

6.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)的关闭根据内燃机的操作状态变化。

7.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)在对于内燃机可产生最大容积效率的关闭时间之前或之后关闭。

8.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于7 bar BMEP的操作范围内时，来自所述喷射装置(56)的燃料的喷射具有小于0.12，优选地小于0.1度曲柄角/(bar xm/s)的比喷射时间。

9.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于12 bar BMEP的操作范围内时，来自所述喷射装置(56)的燃料的喷射具有小于0.095度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

10.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，在内燃机的平均活塞速度大于6m/s的操作范围内时，来自所述喷射装置(56)的燃料的喷射具有小于0.095度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

11.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于18bar BMEP的操作范围内时，来自所述喷射装置(56)的燃料的喷射具有小于0.09度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

12.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，提供给所述燃烧室的空气和燃料被调节以便当发动机负荷在18-30barBMEP的范围内时提供范围在1.7-2.05之内的等效过量空气系数(λ)。

13.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，燃料供给开始于上止点之前的0至10度，优选在2.5-7.5度曲柄角之间范围内。

14.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，喷射装置(46)的最大喷射压力大于1600bar。

15.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，最高针阀开启压力NOP和最大喷射压力maxIP之间的比值大于0.7，即NOP/maxIP＞0.7。

16.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，喷射通过具有多于6个孔的喷嘴实现。

17.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，中冷器(27)设置在所述低压涡轮和高压涡轮之间。

18.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，来自所述燃烧室中的燃烧过程的废气穿过至少部分绝热的排气导管。

19.如权利要求1-3和5中任意一项所述的方法，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于8*BMEP。

20.如权利要求21所述的方法，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于9*BMEP。

21.如权利要求22所述的方法，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于10*BMEP。

22.一种柴油活塞式发动机，包括至少一个由气缸(52)和在每一气缸内可移动设置的活塞(53)形成的燃烧室，该活塞(53)连接到曲柄轴(54)，喷射装置(56)，其被设计用于将燃料直接喷射到所述燃烧室内，以及涡轮系统，该涡轮系统包括低压涡轮(22)和设置在所述低压涡轮(22)下游的高压涡轮(18)，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于60％的涡轮图效率，并且气体交换阀(57，58)的控制机构被配置为向平均活塞速度大于6m/s和发动机负荷大于15bar BMEP的内燃机提供至少一个第一操作范围，其中在所述第一范围内的容积效率低于70％。

23.如权利要求22所述的活塞式发动机，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于65％的涡轮图效率。

24.如权利要求22所述的活塞式发动机，其特征在于，所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)每个都具有高于70％的涡轮图效率。

25.如权利要求22-24中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被设计成这样控制，以便在内燃机负荷在5和30bar BMEP之间以及平均活塞速度在5和7.5m/s之间的操作范围内，提供低于85％的容积效率。

26.如权利要求25所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的气体交换阀(57，58)设计为被控制以便提供根据发动机的操作状态而在45％和85％之间变化的容积效率。

27.如权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)的关闭被设计为根据内燃机的操作状态变化。

28.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)被设计为在内燃机的最佳容积效率之前或之后关闭。

29.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)被设计为在下止点之前或之后关闭。

30.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，装配到所述燃烧室的进气阀(57)的关闭时间根据内燃机的操作状态改变。

31.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于7bar BMEP的操作范围内时，所述喷射装置(56)被设计为具有小于0.12，优选小于0.1度曲柄角/(bar xm/s)的比喷射时间。

32.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于12bar BMEP的操作范围内时，所述喷射装置(56)被设计为具有小于0.095度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

33.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，在内燃机的平均活塞速度大于6m/s的操作范围内时，所述喷射装置(56)被设计为具有小于0.095度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

34.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，在内燃机的发动机负荷大于18bar BMEP的操作范围内时，所述喷射装置(56)被设计为具有小于0.09度曲柄角/(bar x m/s)的比喷射时间。

35.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以便在发动机负荷在18-30bar BMEP的范围内时提供范围在1.7-2.05的等效过量空气系数(λ)。

36.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，所述喷射装置(56)被设计为在上止点之前的0至10度范围内，优选在2.5和7.5度之间的曲柄角开始燃料供给。

37.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，喷射装置(56)被设计为提供大于1600bar的最大喷射压力。

38.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，喷射装置(56)被设计为提供的针阀开启压力NOP和最大喷射压力maxIP之间的比值大于0.7，即NOP/maxIP＞0.7。

39.权利要求34中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，在所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)之间设置有一中冷器(27)。

40.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，至少部分绝热的排气导管与装配到所述燃烧室的排气口相连。

41.权利要求22-24和26中任意一项所述的活塞式发动机，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于8*BMEP。

42.权利要求41所述的活塞式发动机，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于9*BMEP。

43.权利要求42所述的活塞式发动机，其特征在于，给所述燃烧室的空气和燃料供给被调节以允许燃烧过程中的最大气缸压力大于10*BMEP。

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