CN1135784A - 改善用空气清除废气型热机操作的方法和实施此方法的热机 - Google Patents

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Abstract

改善内燃机操作的方法，使若干汽缸汇合在同一排气总管上，使排气管内的压力作幅度明显的依时波动，使一汽缸的排气阀在汽缸进气或充气时开启以便在一给定的发动机速度范围内当进气阀和排气阀同时开启时排气管内一瞬时排气低压期使启进气管、汽缸、排气管得以清除废气。当进气阀已关闭、排气阀仍开启时使由另一汽缸造成的瞬时排气高压期用来使预先留存在排气管内空气对汽缸进行后期充气。

Description

改善用空气清除废气型热机操作 的方法和实施此方法的热机
本发明涉及一种改善内燃机(热机)操作的方法，内燃机主要通过涡轮增压器增压和用空气清除废气。
更具体地说，本发明涉及用空气清除汽缸内废气的柴油机；但，本发明也适用于将燃油(或燃气)直接喷入汽缸的汽油机(乃至燃气机)。
FR-A-2448032涉及增压的四冲程柴油机，在其排气总管内大体上保持恒压。在此资料内利用了自然形成的增压空气压力和汽缸排气及压之间的关系，这主要立足于尽量保持恒定的总管瞬时压力曲线，特别是在排气总管内，也就是，这种曲线上的压力波动与平均压力相比始终较小。在这种情况下必须保证排气总管内的瞬时压力不超过增压压力，从而在开阀重叠期内清除汽缸内废气的过程不致受到干扰，只是在负荷很低时容许清除废气时少量的回流。这种恒压下的排气总管常见之于高功率工业发动机(其中，不少汽缸与单个排气总管连接，排气总管则与涡轮增压器的入口连接)，一般具有两种实施方案：
一种是采用直径很大的排气总管，直径等于或大于汽缸直径，
一种是在各汽缸排气口设脉冲变换器，将脉冲的压力能变换成速度以限制脉冲流，从而可以采用截面面积较小的排气总管，管中瞬时压力的波动很弱，不致影响与同一排气总管连接的不同汽缸的废气清除。
但，在FR-A-2448032中作为体现其特征的实施例提出的装有“脉冲变换器”系统的发动机在其排气总管内产生有压力的变化或“脉冲”(见11页28-32行)。这一实施例是准对脉冲间隔时间相当长的情况提出的。也就是说，在排气总管内产生有脉冲的这种发动机实施例中，必须利用脉冲间的间隔来避免由对应于脉冲的压力变化所造成的干扰。
与此相反，本发明采用与FR-A-2448032完全不同的方法，着眼于利用所产生的脉冲，即利用在排气总管内所产生的较明显的压力变化。本发明还着眼于利用这些脉冲来引发后期充气效果造成的自动增压，这在发动机低速下特别有利，而在发动机较高速度下也不产生不良的后果，也就是不产生废气的后期充气。
普遍认为，要在各种发动机速度下都很有效的涡轮增压，对速度范围很宽而输出功率很低的发动机来说尤其困难，小型汽车的发动机就是一例。实际上，涡轮增压器在这种发动机中由于其尺寸较小效率很低。
对于这种发动机(小型汽车或类似尺寸的发动机)为在一定程度上克服发动机低速下增压空气不足的缺点开发了两种技术：
第一种技术在于在涡轮入口采用一种旁通阀(通常称作“废气阀”)，此阀在某一增压阈值以上时开启以免其超过给定的阈值；这一技术使有可能采用气流面积很小的涡轮，从而取得在发动机低速下较高的增压压力，但这会加大发动机高速下的排气反压；
第二种技术在于采用几何条件可变的涡轮机，这同样可以在发动机低速下取得较高的增压压力而不会使排气反压增大到第一种技术中那样的程度。
本发明的主要目的在于改善发动机的操作性能，特别是在发动机的低速条件下，不论发动机的尺寸如何，也不论其是否采用旁通“废气阀”和(或)几何条件可变的涡轮。
本发明在于在给定的发动机速度范围内利用排气管中排气压力的波动或排气脉冲，利用瞬时排气低压期从进气口经由汽缸到排气口清除废气，并利用瞬时排气高压期用预先留存在排气管中的空气进行后期充气，在涡轮增压器的选择上应使其不致在发动机速度超过上述给定速度范围时产生“清除废气时的回流”和有害的废气“后期充气”。
尽管涡轮不能提供足的压力来保证有效的增压，选定的速度范围最好还是选用发动机的低速范围。
这样，就本发明改善主要用涡轮增压器增压和用空气清除废气的内燃机操作的方法来说，其特征是：使若干汽缸汇合在同一排气总管上，使排气管内的压力作幅度明显的依时波动，使一汽缸的排气阀在汽缸进气或充气时开启以便在一给定的发动机速度范围内当进气阀或进气口和排气阀同时开启时排气管内的一瞬时排气低压期使进气管、汽缸、排气管得以清除废气，而当进气阀或进气口已关闭、排气阀仍开启时使由另一汽缸造成的瞬时排气高压期用来使预先留存在排气管内的空气对汽缸进行后期充气，涡轮尺寸的选择使在发动机速度超过所述给定的发动机速度范围时实际上不产生汽缸的废气后期充气。
因此，通过后期充气和合理利用排气管内瞬时高压期和低压期取得的自动增压明显地改善了发动机的效率和操作。
本发明还涉及一种用以实施上述方法的增压内燃机，此内燃机的特征是，具有若干与同一排气总管连接的汽缸，使排气管内的压力作幅度明显的依时波动，还具有在一汽缸进气或充气时开启此汽缸排气阀的装置以便在一给定的发动机速度范围内当进气阀进气口和排气阀同时开启时排气管内一瞬时排气低压期使进气管、汽缸和排气管得以清除废气而当进气阀或进气口已关闭、排气阀仍开启时使由另一汽缸造成的瞬时排气高压期用来使预先留存在排气管内的空气对汽缸进行后期充气，涡轮尺寸的选择使在发动机速度超过所述给定的发动机速度范围时实际上不产生汽缸的废气后期充气。
排气阀的关闭(终止其开启升起状态)产生于排气管内达到压力峰值时起到达到所述压力峰值后30°的曲轴角度止。
进气阀或进气口的关闭(终止其开启升起状态)产生于排气阀终止其开启升起状态前30°和10°的曲轴角度之间。
与同一排气总管连接的各汽缸的点火时间应使在第一汽缸处于进气冲程终端时(对“四冲程汽缸”来说是进气冲程的终端；对“二冲程汽缸”来说是清除废气期的终端)，另一汽缸处于排气冲程的开始。由此另一汽缸在排气总管内产生的“脉冲”就保证了第一汽缸的后期充气。
本发明也可用于带有排气阀和进气阀或进气口的二冲程发动机。因此，对二冲程发动机来说，“进气阀”一词将看作进气阀和进气口。在这种情况下，排气阀在进气阀后仍保持开启以便在清除废气期之后利用来自另一与同一排气总管连接的汽缸的“脉冲”。
实际上，对于二冲程发动机和对于各具有相同的尽可能恒定的点火间隔的汽缸来说(点火间隔为在其相应循环内用曲轴角度表示的角度相位差)，在同一排气总管上可能安排的汽缸数是：
点火间隔为180°时为两个汽缸；
点火间隔为120°时为三个汽缸；
点火间隔为90°时为四个汽缸；
很明显，本发明同样适用于四冲程发动机。在这种情况下，一般来说排气阀在进气冲程开始后关闭，对本发明来说则在进气冲程终端和超过下死点时重新开启。
对于排气阀在进气冲程开始后关闭的四冲程发动机来说最好使排气阀在接近进气冲程终端时重新开启。
因此，对于四冲程发动机和对于各具有相同的或尽可能恒定的点火间隔的汽缸来说(点火间隔为在其相应循环内用曲轴角度表示的角度相位差)，在通向单个涡轮入口进同一排气总管上安排汽缸的最佳数量是：
点火间隔为360°时为两个汽缸；
点火间隔为180°时为四个汽缸；
点火间隔为144°时为五个汽缸；
点火间隔为120°时为六个汽缸；
点火间隔为103°左右时为七个汽缸。
实际下可以在同一通向单个涡轮入口的排气总管上安排八、九或十个汽缸，当然，在同一排气总管上安排的汽缸数量越多，后期充气的效果也越弱。
脉冲的幅值越大，后期充气效果也越好。脉冲经过的涡轮截面面积越小，排气总管的体积越小，脉冲幅值也越大。在接向同一涡轮入口的汽缸越少时，这两个条件就更容易满足。
除以上提出的情况外，本发明还有很多其他的特点，以下将对此作更具体的说明，为此，参照附图对一些实施例进行说明，但这些绝无限制本发明范围的作用。
图1简略地示出按本发明进行操作的内燃机。
图2为本发明普通小型汽车发动机一类四冲程涡轮增压柴油机的曲线图，示出以bar值表示的平均有效压力随柴油机旋转速度变化的情况。
图3为具有四个安排在同一排气总管上的汽缸和单个涡轮入口的四冲程涡轮增压柴油机的曲线图，示出：
用实线表示的向涡轮供气时平均排气压力的变化，用上下两个点划线表示的向涡轮供气时压力波动的上下限；
用虚线表示的在各汽缸进气口上平均增压空气压力的变化情况；
在纵坐标上示出以bar值表示的压力，在横坐标上示出以rpm表示的旋转速度。
图4为类似于图3的曲线图，但用于具有六个安排同一排气总管上的汽缸和单个涡轮入口的载重汽车发动机一类四冲程增压发动机。
图5为本发明的小型汽车发动机一类具有安排在同一排气总管上的两个汽缸的四冲程发动机的曲线图，示出：
下部：用实线表示的进气阀上升高度，用虚线表示的排气阀的上升高度，在纵坐标上根据阀的最大上升值表示的上升高度；
上部：用实线表示的排气总管内瞬时压力的变化情况；在各汽缸进气口中的瞬时增压压力，为简略起见在整个时间内取为恒定值(考虑到其波动不大)而用一平行于横坐标的直线表示；用虚线表示的阀门开启时汽缸内的瞬时压力；
以bar值表示的压力示于纵坐标上，横坐标则已如上述而在下部用于在1500rpm的发动机低速下作全负荷运转的发动机。
图6为类似于图5的曲线图，但用于本发明小型汽车发动机一类具有安排在同一排气总管上的四个汽缸、在全负荷1500rpm下运转的四冲程发动机。
图7为类似于图6的曲线图，用于在4000rpm下作全负荷运转的同种内燃机。
图8为类似于图5的曲线图，用于本发明载重汽车发动机一类具有安排在同一排气总管上的六个汽缸、在全负荷800rpm下运转的四冲程增压发动机。
图9为类似于图8的曲线图，用于在2200rpm下作全负荷运转的同种内燃机。
图10简略地示出与图8、9曲线相应的本发明用以作动排气阀的凸轮。
图11、12简略地示出具有一或两个排气总管或一或两个涡轮入口的四汽缸发动机中汽缸的可能安排。
图13、14为类似于图11、12的简图，示出具有三或一个涡轮入口的六汽缸发动机中排气总管的可能安排。
图15A·15B为排气管在排气口区的简略平面图和垂直轴线剖面图。
图16为排气总管喉部简图。
图17示出装在涡轮壳体内用以使压缩机出口到涡轮入口的增压空气分流的阀门及其控制装置。
图18为类似于图5的曲线图，用于同种但为二冲程的发动机，以其两个汽缸安排在同一排气总管上和同一涡轮入口上，作1500rpm下全负荷运转。
图19简略地示出图1所示但装有机械压缩机和辅助增压器的发动机示例。
图20较详细地示出图19所示机械压缩机的布置。
图21示出图16所示具有两个“废气阀”的排气总管喉部的实施方案。
图22简略地示出图21所示阀的又一实施方案。
图23为类似于图7所示曲线图，用于作高速运转并装有如图21、22所示排气总管喉部的内燃机，两个“废气阀”处于开启状态。
如图1所示，四冲程内燃机M由涡轮增压器进行增压，增压器具有涡轮T和压缩机C，压缩机由涡轮T的输出轴作机械传动。对发动机M用空气清除废气。
在图1示例中，发动机M具有四个作简略示出的汽缸1、2、3、4。对汽缸1作略为具体地表示而示出其进气阀S和排气阀6。活塞7作部分图示。汽缸2、3、4与汽缸1相似，用圆作象征性表示。其排气管2e，3e，4e仅用线条作象征性表示。对汽缸1的进气管la和排气管le仅在其进气排气口区示出而其余部分用线条作象征性表示。
管2e、3e安排在同一排气总管8上，此排气总管与涡轮的第一入口9连接。管le·4e安排在另一排气总管10上，此排气总管与涡轮T的另一入口11连接。
大气空气通过过滤F从入口12进入压缩机。压缩空气从压缩机经输出管和冷却器14分配到各汽缸如la的各进气管内。在发动机M为一二冲程发动机的情况下，图1中如图形就可能修改，即须加上图1中未示出的辅助增压器，用以在起动和负荷很低时确保废气的清除。此辅助增压器可设于压缩机e的上游或冷却器14的下游。
在图1所示发动机为小型汽车的发动机时，一般设有旁通阀15，这不对这类发动机进行增压时是常有的事。此阀称作“废气阀”而用增压压力来控制，由压缩机C供压使一定量的排气对涡轮T短接以免增压压力超过预定的阈值。阀ls位于涡轮入口9、11和出口16之间。“废气阀”通常设于具有单个排气总管和单个涡轮入口的汽缸安排φ如图11或图14所示，因为很难使两个阀的开启取得同步，也由于此阀一般装在涡轮壳体内。
这种阀1S通常是很必要的，因为要使涡轮增压器在发动机低速下更有效地操作在现代涡轮增压发动机内涡轮增压器的尺寸必须很小。这样，在高速下增压压力和相应的汽缸最大压力就太高。开启阀1S就可避免这种过高的压力；但，这会影响发动机的效率，这可解释为排气总管内的压力大大超过增压压力，因为用总气流量来表示的旁通比约在40％以上，这对现代很封闭的涡轮来说是常见的。
图3示出本发明发动机的运转在全转矩或全负荷下随着用rpm表示的速度变化的情况。此发动机为小型汽车的柴油机，带有内部最大容许压力为135bar的预燃室，以其四个汽缸安排在同一排气总管上，排气总管向涡轮T的入口g供气如图11所示。单个旁通阀装在涡轮壳体内而将增压压力限制在2bar。涡轮尺寸的选择应使旁通比限制在最大发动机速度下的20％左右，最大速度在此情况下为4000rpm。
在图3中，实线G表示向涡轮T供气的排气总管内气体平均瞬时压力的变化情况。但，应该理解，此压力值对任一速度来说是相对于曲线G上的一点波动的。为表明这一点，在图3中示出用点划线表示的曲线18、19，这在一定程度上表明排气总管内瞬时压力的最大值和最小值。
用虚线表示的曲线K示出在各汽缸进气口上平均瞬时压力的变化情况，此压力相当稳定而只需考虑其平均值。
在纵坐标上压力用bar值表示(105Pascal)。
可以看出，瞬时压力的波动(作为一相对值)，在发动机低速下达到最大幅值。本发明的目的就是利用这些波动。
在任一发动机速度下，曲线K上一点和曲线19上一点之间的压差表明在一定程度上在发动机的进气口和排气口之间存在着最大的清除废气的潜力而在曲线18上一点和曲线K上一点之间的压差表明在一定程度上存在着最大的后期充气的潜力。
开启阀15的影响在曲线K上的弯折点17上表现出来，在曲线G上也可以看出这种弯折点。
图4为类似于图3所示曲线图，示出载重汽车所用一类柴油机的相同曲线，柴油机采用直接燃油喷射，最大容许压力为160bar，六个汽缸与同一排气总管连接，具有单个涡轮入口。在涡轮壳体内装有单个旁通阀15，用以将增压压力限制在3.1 bar，即明显高于图3示例。涡轮尺寸在选择上应使旁通比在发动机最高速度2200rpm下达到22％。由于涡轮较大，涡轮和压缩机的效率比图3示例分别高出8和6个百分点。
可以看出，尽管这里将六个汽缸安排在单个排气总管上，在排气总管内产生的压力波动仍很明显而在发动机低速下达到最大的幅值(作为相对值)。
必须注意的是，改进的涡轮增压器的效率对图4所示全转矩下各压力曲线相应位置的影响；特别是，与图3所示情况相比，清除废气的潜力明显增大，而后期充气的潜力减小。这是由于改进了涡轮增压器的效率。从这些全转矩操作情况中，不难理解，通过降低发动机的负荷，特别在发动机低速下，后期充气的条件会明显得到改善。
在具体观察以类似方式表示的图5-9后会对发动机的操作得到更好的了解。这些图示出本发明特有的阀门升高对用曲轴角度表示的时间的关系曲线以及各种发动机和各种操作条件下汽缸进气口、汽缸本身和排气总管中的瞬时压力对时间的关系曲线。
对曲线的具体说明立足于图5所示例子，对应于在同一排气总管上安排两个汽缸、具有单个涡轮入口、作全转矩1500rpm低速运转的小型汽车发动机一类四冲程发动机；这对图6、7、8、9也相仿。在涡轮壳体内设置单个旁通阀，用以限制增压压力在2bar如图3中发动机的情况。涡轮的尺寸在选择上使旁通比在与图3相同的最大发动机速度4000rpm下达到40％。
在横坐标上，在下部，示出曲轴角度用以表示活塞7在汽缸1内的位置口在上部，用实线21示出排气总管内的瞬时压力波动，用虚线22表示汽缸内瞬时压力的变化。
水平线20示出在各汽缸内进气口中相对较稳定的增压压力的平均值。
在纵坐标上，在下部，用h/h(最大)示出进气阀和排气阀的升高，h/h(最大)。为升高h对在此情况下排气阀最大升高值h(最大)的比值。在图5中，用实线25示出进气阀的升高，用虚线26、  27示出排气阀的升高。在横坐标上示出曲轴角度如前所述。在图5横坐标上示出汽缸1的下死点BDC。
在图5中，在表示排气总管中瞬时压力的曲线21上可看出进气冲程中下死点之前的瞬时低压期；在压力再次上升前的最低瞬时压力标为28。因此，在排气总管中瞬时压力先逐渐重新上升，然后迅速上升，曲线21上的线段29就成为高压区，对应于来自以360°间隔跟随汽缸1所作循环的汽缸4的脉冲，在下死点近处达到最大值或压力峰值S，然后再下降。
在所考虑的发动机速度下，压力最低值28应对应于类似于图3中曲线19上的一点，但图3是按在同一排气总管上安排四个汽缸的情况作出的，所以应对应于如图5所作四汽缸安排而类似于图3的另一图中曲线19上的一点。
峰值S应对应于曲线18上的一点。
图6、7曲线涉及的是与图3相同的发动机。
图8、9曲线涉及的是与图4中相同的发动机。
可以看出，在图5的情况下清除废气的潜力和后期充气的潜力大于图6中对于相同发动机类型，在相同发动机速度下但作四汽缸安排的情况；这样，最低瞬时压力28对应于图3中曲线19上的一点而峰值S对应于图3中曲线18上在速度1500rpm下的一点。
一个类似于图3、4而对应于图5发动机情况的曲线未予作出，因为图5已充分表明了在同一排气总管上作双汽缸安排而具有单个涡轮入口的情况下可能的后期充气效果的显著作用，也表明了清除废气的潜力在所有发动机速度下都是很大的。实际上，在排气总管中瞬时压力会下降而直至到达涡轮出口中的压力，因为在汽缸1的进气冲程中并无脉冲产生。增压潜力极大，因为在汽缸1内到达的压力超过发动机所能承受的最大充气压力约达50％。
将本发明用于双汽缸安排是非常容易的，这就可以采用涡轮较宽而无需“废气阀”的实施方案。
本发明的目的在于将很多汽缸如八或十个汽缸连接到同一排气总管上以保证曲线21上示出的波动特别是在发动低速下呈现出明显的幅值。在四冲程发动机中在一排气总管上安排的汽缸数最好少于或等于七，在二冲程发动机中最好是二、三或四。
最好只是将两个汽缸2、3或1、4连接到同一排气总管8或10上9点火间隔为360°曲轴角度。在图1所示排气总管的安排在图12中作简略的图示。可以看出，对这种管子的安排如图12中所示，可用管长为l1、l1’和l2、l2’的管子组合汽缸1、4或2、3的排气孔并将其连接到同一排气总管上。管长l1、l1’或l2、l2’最好尽可能相等，应使这些管子尽量在接近涡轮入口时汇合。实际上，能够在后期充气期内留存和使用的空气容量最大也只能等于一个管子的容积。对应于一管容积的可用容量应足以取得所需自动增压效果；但，排气总管的容积应尽可能小而使排气总管内的压力波动幅度尽可能大。
实际上，压力波动主要取决于涡轮的有效截面面积，即“涡轮的尺寸”，以及排气阀6升高27的开启速度。
图11简略地示出在涡轮T的单个入口9上组合四个汽缸的排气孔的另一形式，这就在排气总管内取得如图6中曲线21上所示在最小压力28和最大或峰值压力S之间作相当幅度波动的瞬时压力。
在比较对应于在同一排气总管上安排四个汽缸的图6和对应于在同一排气总管上安排两个汽缸的图5时，可以看出，与压缩机出口压力相比的“脉冲”相对幅度随着汽缸数的增多而降低。
图13简略地示出具有六个汽缸(1、4)、(2、3)和(23、24)的发动机，其中将排气孔通过长度为(l1、l1’)、(l2、l2’)(l3、l3’)的管子成对地连接到三个涡轮T的入口9、11、30上。
图14简略地示出将六个汽缸(1、4)、(2、3)、(23、24)在单个涡轮T入口9上组合的另一形式，这就在排气总管内取得如图8中曲线21所示在最小压力28和最大或峰值压力S之间作相当幅度波动的瞬时压力。
从图5或6可以看出，涡轮T入口9中的压力峰值S约产生于第一汽缸1进气冲程终端，即产生于进气阀5上升或开启时终端。汽缸1排气管内的压力上升S是由与此管连接的处于排气期的另一汽缸4引起的。
按本发明的方法，汽缸1的排气阀6在进气冲程中开启如图5中虚线26所示。在以上这些实施例所述四冲程发动机的情况下，曲线26对应于排气阀6的再次开启，此排气阀在其如虚线27所示正常的开启期之后在进气冲程开始时已经关闭。
可以看出(图5、6、8)，排气阀6在排气管内对应于排气总管内瞬时压力21最低值28的瞬时压力低于汽缸1进气口增压压力的平均值20时开始再次开启。仍然开着时阀5引入的空气在进气阀5和排气阀6同时开启时就可清除和排气管内的废气。在图1中，用气泡表示时一定容量的空气A留存在排气管内排气阀6的附近，空气在最大程度上可占有管子长度l1的容积。
在发动机低速下，排气瞬时高压期29(图5)(大于平均增压压力)会在进气阀5关闭后排气阀6仍开启时产生。
在排气管le内留存在的空气A由高压29(图5)压回汽缸1，这就保证了其后期充气。如图5、6、8所示，后期充气的效果可在排气时瞬时高压期29中汽缸瞬时压力22上看出。这与用表示的升高曲线25所示下死点附近进气阀5关闭时期和用虚线表示的升高曲线26所示排气阀6仍开启的情况相符。可以看出，接到同一涡轮入口的汽缸数越少，后期充气效果也越大。主要原因在于涡轮的有效截面面积，此面积构成了用于废气流的排气总管出口截面面积。图5、6示例所示发动机的汽缸都是相同的；但，在图6的四汽缸安排中，脉冲流经的涡轮的截面面积为图5双汽缸安排中的两倍。如在图8六汽缸安排中选用相同的汽缸，涡轮的截面面积就会此四汽缸安排中大1.5倍。这就说明了压力波动幅度的差别所在。
以上所述后期充气效果还不是在发动机低速下改善充气的全部说明。实际上，如图5、6、8所示用压缩冲程开始时压力22的升高所表示的进气效率的增高与一般增压发动机相比，就初步估计是双汽缸安排的50％六汽缸排的几近30％。实际上，在发动机低速下，在进气冲程终端清除废气期中的空气流量在给定压缩机的压比下可增加高达50％到100％。这一情况是很大程度上减轻或完全消除了在协调“发动机图象”和“压缩机图象”上迂到的困难也就是速度很宽的发动机在涡轮增压上的主要困难，从而可在空气压缩上取得明显改善的效率。
最重要的是，在发动机低速下充气效率的提高，由于改善了空气燃料比，可大大增加油量，这就使涡轮增压器产生的压力提高。
这一优点在发动机低速下是决定性的；在双汽缸安排下，可取得的最大转矩不再受空气不足的影响而是取决于汽缸最大容许压力。在四汽缸安排中，空气燃料比的限度和最大汽缸的限度几乎是同时达到的。
另一决定性的优点是，采用上述这种后期充气下的自动增压无滞后现象。实际上，在任一低于全负荷的负荷下，在发动机低速下突然加大负荷和加速发动机，在排气管le内始终存在着足量的空气可通过来自汽缸4的脉冲迫使其回流。
实际上，不论是在中等空气燃料比的中等负荷下涡轮增压循环中能量上的平衡保证了废气的清除，还是在很低负荷下无法清除废气，由于空气燃料比很高，排放气体主要为空气，排气管le的体积在其整个长度l1中在很大程度上都充满着相当于所在工作点上约为100°-150℃较低排气温度下的很纯或几乎是纯的空气。
在汽缸4内突然增加供油会在排气总管内在一定延时下产生一脉冲，这一延时相当于膨胀冲程，即相当于曲轴转动半圆或1000rpm下0.03秒的延时。这一脉冲的高压29大致上产生于与全负荷下相同的时刻。
这一特性可消除涡轮增压发动机目前存在着的困难。
这样，可以理解，在发动机过渡状态中，加油不仅如在一般的增压发动机中可通过增压压力来控制，还可通过各汽缸进气口中平均瞬时压力K和排气总管内平均瞬时压力G之间的差值来控制。实际上，这一控制因数就是瞬时清除废气的潜力，可使留存的空气A通过来自汽缸4的脉冲将空气压回汽缸1。
按本发明，发动机突然增加负荷的能力只要在增加负荷时满足清除废气的条件就与自然进气的非增压发动机没有什么不同。
实际上，这一条件取决于涡轮增压器的效率和接到同一涡轮入口的汽缸数。对于双汽缸安排来说，这一条件实际上与空载相当。
这样，通过后期充气效果可取得自动增压，在某种程度上扩大了涡轮增压器的作用，涡轮增压器本来就应按发动机的高速选定其大小，用不同“废气阀”则取决于发动机的类型和操作范围，而这种涡轮增压器在发动机低速下本来就不能提供足够的增压压力。
因此，很清楚，本发明明显地改善了涡轮增压发动机的操作。
将图6、7与图8、9相比较，除在分别对应于相同发动机的图3和图4中所示曲线K和G的平均值有所变化外，还通过瞬时压力20、21、22的相对位置清楚地表明各示例中发动机在低速和最高速度之间排气阀6升高中清除废气和后期充气上的变化。
当然，在发动机低速下，涡轮尺寸要求越小越好，这不仅是为了得益于增压压力K还为了得益于排气总管的瞬时压力(19、G、18)(这两者因此就可尽可能高些)，因为汽缸1的充气取决于最大瞬时压力18，只要事先充分清除了废气。
但在发动机高速和全负荷下，必须在排气阀6的开启期26中无明显的清除废气时的回流或废气的后期废气以免造成发动机效率上和热负荷上的不良影响。
如在图3、4和7、9中所示，这些条件自然地得到满足，只要涡轮T的尺寸在选择上使曲线K和19、G、18或瞬时压力曲线20和28、21、29、S的相对位置大体上符合于各给出的示例，也就是，使排气总管内的平均压力G在全负荷最高发动机速度下不超过涡轮入口的增压压力K5％-10％。
实际上，可以看出，对于这两种汽缸组合，即图7中四汽缸安排和图9中六汽缸安排来说，瞬时压力的相对位置和压力21波动的相对减弱在相应选定的阀门6开启曲线26的配合下可以导致无回流的清除废气和无废气的后期充气。
可以看出，峰值S随发动机的增速自然地移向较高的曲轴角度上如图6、7或图8、9所示，这有助于防止发动机高速下的后期充气。这一现象通过选用较长的管子l1、l1’，由于压力波从汽缸4通向汽缸1所需时间所造成脉冲的角度滞后，会进一步强化。
实际上，在这种情况下气体的交换成为一综合过程，发动机高速下排气阀就象再无开启动作26了。
这样，通过一种“固定几何参数”取得了一种自然的“可变几何参数”的效果。
很明显，如相反地，目的在于在高功率下使废气进行再循环，这将对涡轮T的尺寸和曲线26作不同的调整以便促进再循环。对所述这些参数的调整也会很方便，特别是，可以选用更加封闭的涡轮以便在发动机低速下取得更充分的充气。
在对同一排气总管作双汽缸安排和采用一个涡轮入口的情况下，本发明对涡轮尺寸并不要求一个更低的限度。在这种情况下本发明在适应问题上就简单多了，因为汽缸1和4之间不再存在脉冲。为此，没有列入图5发动机在最高速度下的曲线图。
可以看出，对于将很多汽缸(六个以上)连接到同一排气总管上的汽缸安排，其困难之一在于：为在开启期26内清除废气，在两个脉冲之间可利用的时间更短。这使得这一时间内的角度间隔更短。因而使得开启期内可能的最高升高更小。
因此，连接到同一排气总管上的汽缸越少，时间间隔和开启期26的升高也越大。例如图5中升高26在双汽缸安排下为主升高27的28％，但如延长开启期26的时间间隔此升高就会更大。对在图6、7中所示四汽缸安排来说，相对升高26也为主升高27的28％，这大体上也是最大的升高了。对于具有与图5或图6、7发动机的阀门升高图形相同加速程度的小型汽车发动机来说，六汽缸安排就会使最大的升高26约为主升高27的20％，开启时间间隔缩短约12°由轴角度。
对于图8或9所示作六汽缸安排的发动机来说，由于阀门升高图形的加速程度较大，升高26为主升高27的31％。这些图形也可以在最高速度较低的发动机中采用，特别是在采用图10所示与具有圆形或非平面形凸轮随动件32相配合的凸轮的情况下。
例如，对应于图8、9中曲线26的排气阀6提升装置，可采用图10所示凸轮31，凸轮作用在凸轮随动件32上，随动件在这种情况下可以是圆形的，但也可以是平面形的，从而传动阀6。凸轮31具有带较宽角度β的主凸角33，对应于图8中一般的升高27。
凸轮31的另一凸角34，与凸角33的顶端相隔角度θ。这一凸角用于排气阀6的开启26。在本示例中，角度β在凸轮轴上为147°，对于四冲程发动机来说在曲轴上为294°；角度θ在凸轮轴上为130°，角度α在凸轮轴上为77°。
角度时间间隔α实际上作为瞬时压力曲线28的函数应选得尽可能大些(曲线28取决于连接在同一排气总管上的汽缸数)以便在全负荷和最高发动机速度下仍能防止清除废气时的回流，如图7、9所示。
可以看出，排气口le可采用便于空气或废气回流的形状以便在汽缸1内产生旋涡，从而改善燃烧，这在某些柴油机的进气口上也作类似应用。
图15A、15B为排气管le螺旋形排气口35的简图，用以产生旋涡。
这种由后期充气产生的旋涡在发动机低速下就更为明显。这种现象在难以或无法通过进气口产生旋涡的发动机如在装有阀门的二冲程发动机中特别有利。
从图3、4和图6、8可以看出清除废气和后期充气的潜力时对涡轮增压器效率的重要性。
实际上，在图4、8所示情况下，在发动机低速下相对于排气总管内的压力(G、21)强度很高增压压力(K、20)，由于很高的涡轮增压器效率造成不必要的过高的清除废气的潜力，使压力峰值S越过增压压力20的程度不足以造成明显的后期充气。
这种现象在将本发明用于工业型发动机时更为明显，在工业型发动机中，压缩机和涡轮增压器由于其尺寸较大可以得出比图4、8中载重用发动机示例中高出的约10个百分点效率。
这种现象不难通过提高排气总管内脉冲的压力水平来弥补。
为相对增压压力20提高排气管le内脉冲的压力水平1可在涡轮出口16上设一节流阀36如图1所示。所述节流阀的关闭或开启由控制装置37来控制，例如随着平均压力K和G之间的差值的变化来控制，以便在清除废气过于有利时提高涡轮反压，因而改善后期充气潜力。
在这种情况下(就是清除废气潜力过大而后期充气潜力不足)更为有效的解决办法是：使压缩机C(冷却器14上游)所供送空气的一部分通过位于出口13和涡轮T输入管8、10之间的接管38(图1)分流。
为增加这样分流的空气量而使压力G等于或大于压力K，可在接管38的上游设止回阀39，使空气流向涡轮入口而防止废气反向回流。
阀门控制装置40设在38上，位于阀39和管子8、10之间。
图17具体示出阀门控制装置40的可能实施例。这种装置最好装在涡轮壳体内，具有：阀41和汽缸45，阀41在其开启时使启位于与管38连接的室43和涡轮壳体入口内部44之间的通路区42畅通；汽缸45用以控制阀41的开启或关闭。汽缸45具有隔开室47和48的活塞46；室47通过管49与压缩机C的出口13连接，室48通过管50与涡轮壳体入口内部44连接。活塞46处于增压压力和室48内排气总管内平均压力G之间的压差ΔP作用下。室48内的弹簧51使阀41在压力K低于压力G时保持关闭状态。
针对压差ΔP所能取得的某种特性取决于弹簧51时作用力，必要时采用级形活塞46。实际上应尽量通过选择一种特性使清除废气的潜力和后期充气的潜力彼此平衡而省去阀39，以便在阀41开启时压力G接近但低于压力K。
这一实施例的一种变型方案是使室47、48都充以增压力下的空气而形成阀41的阻尼装置而不再是一个汽缸。在这种情况下，用一图17中未示出的喷嘴连接室47和48，喷嘴可穿过活塞46设置或设于外部；取消管50。在这种情况下，阀41的位置取决于弹簧51的作用力和作用在阀门头部上的两种压力的平衡力，即室43内增压压力K和涡轮壳体入口内部44的平均压力G。这一方案可通过使阀41在超过某一阈值如增压压力的阈值时保持在关闭状态来停止阀门41的操作，从而恢复增压压力对发动机的清除废气的潜力。这一阈值也可随负荷(燃气踏板的瞬时位置)和(或)发动机速度而定。
不难理解，这种控制装置40可单独使用，也可与旁通阀15或“废气阀”和(或)一种几何参数可变的涡轮结合使用。
图17所示类型的由压差ΔP控制的控制装置特别是在应用本发明的情况下也可用以对几何参数可变型涡轮的喷嘴流通面积控制装置作有效的调节。
图16简略地示出位于如图11所示涡轮入口9上游的排气总管喉部52的实施例，图11中两个以上的汽缸与同一涡轮入口连接。在此示例中，汽缸1、4与管53连接，汽缸2、3与管54连接。管53、54通过两个节流区55、56在涡轮入口处9连在一起。中间隔板57使喉部52区内截面面积逐渐缩小。
喉部52使峰值S(图5-9)上升而使瞬时低压期的最低值28的水平无任何明显的改变。
在创造类似于图5所示在同一涡轮入口上作双汽缸安排的情况下，有可能明显地改善后期充气和清除废气的潜力。只要使节流通道55、56的截面面积小于涡轮截面面积(由定子和转子形成的截面面积)就可取得很明显的效果。这样，高压期29不再是涡轮“尺寸”的函数而是节流通道流通截面面积的函数。
图18示出类似于图5的曲线，示出本发明用于小型汽车的二冲程发动机在同一排气总管上安排两个汽缸下作全负荷1500rpm操作时的情况。发动机与图5所示相仿(具有相同的单缸排气量和相同的循环最大压力)。
发动机具有几何参数可变的涡轮，其截面面积和压力比经控制可使平均压力G，在最大功率下最大增压压力阈值为3bar的情况下，在某一增压阈值如2bar以下时始终接近于增压压力K。发动机也可装有几何参数固定的涡轮和阀门控制装置40。
排气阀和进气阀凸轮上的轮廓所体现的速度明显高于图5和图8示例。
如前所述，用于二冲程循环的阀门升高曲线与用于四冲程循环者不同之处在于虚线所示排气阀6的升高曲线27、26归并在一起成单个曲线。如图5-9所示四冲程发动机的曲线所示，在进气阀关闭后(实线升高25)的开启曲线26的终端期对应于曲线26的后期充气期，而排气阀和进气阀同时开启期则对应于开启曲线26的开始期，即清除废气期，不仅是对汽缸清除废气，而且在四冲程发动机中也是对排气管le清除废气。
在排气总管内达到的峰值S的瞬时压力水平21在增压压力水平20相差不大的情况下明显地高于图5中达到的水平。这可用排气阀的提前开启及其开启的速度来解释。
所取得的后期充气效果十分明显，因为在此期内充气与在进气阀关闭时所达到的值相比几乎增加了50％。
在较高的发动机速度下，通过适当选择涡轮尺寸在整个进气阀开启期内都可保持对汽缸清除废气的满意条件。如同四冲程发动机那样，后期充气效果在发动机速度增高时先下降然后就消失；但最大容许增压压力水平由于排气阀的延迟关闭可远高于四冲程发动机示例(2bar，绝对值)。
在本发明将三个或四个汽缸接到同一涡轮入口的二冲程发动机的情况下排气阀升高曲线27、26和进气阀25升高曲线的角度开启时间与图18示例相比就要相应缩短分别约60°和90°，这是考虑到各汽缸之间不同的角度相位差。
图18的阀门升高曲线使本发明二种冲程发动机可以在其整个运行范围内工作，涡轮增压器仅用作清除废气的气源；不必采用辅助增压器。
由于本发明可能作出多种多样的应用，可以理解，不必过于具体地对各种具体情况下的不同阀门升高曲线作出说明。
必须指出，后其充气效果取决于在汽缸1的进气冲程中高压期29和排气总管内瞬时压力21峰值S的角度位置以及峰值S所述到的压力水平。
峰值S的压力水平和角度位置如不同示例所示取决于若干因素。这当然取决于汽缸1和产生高压区29的汽缸之间的角度相位差，这种相位差随着在同一涡轮入口上安排汽缸的类型而变化。这在很大程度上还取决于排气阀开启速度和涡轮截面面积；在较低程度上还取决于排气总管的容积。
所有给出的示例，其目的在于在发动机低速范围内改善充气情况，特别在于使本发明“适应”约三分之一的发动机最高速度如图5、6、8、18所示，因为在此范围内涡轮增压发动机迂到增压压力不足的困难。
在所有这些示例中，可以看出，峰值S的角度位置在所论述的情况下约对应于如曲线25所示进气阀关闭角度和如曲线26所示排气阀关闭角度之间的角度。
进气阀关闭的角度一般在升高曲线26开启终止前10°-30°曲轴角度之间。
本发明可在产生后期充气的发动机速度下取得很高的转矩，特别是在发动机低速下如示例所示。
这一重要的结论示于图2，图2示出普通增压柴油机和本发明如图5、6、7、18所示小型汽车的发动机汽缸内平均有效压力的变化情况。应该重申的是，平均有效压力等于每循环所得的功除以每循环中汽缸的排气量。在所有示例中每汽缸装有两个排气阀、两个进气阀和一预燃烧系统。
曲线58用于普通增压发动机；曲线59、60、61依次用于本发明将两个、四个、六个汽缸连接到同一排气总管上的增压四冲程发动机。曲线62用于本发明将两个汽缸连接到同一排气总管上的增压二冲程发动机。
在低速下，本发明的平均有效压力远高于普通增压发动机。因此，与平均有效压力成正比的发动机转矩在发动机低速下明显增高。
也可以设想一下在无涡轮增压但具有清除排气管le内废气潜力的发动机上后期充气的效果，例如可对在很高发动机速度下运行的赛车发动机“调整”其进气系统。这样，只要阀门升高曲线很“宽”，也有可能对四冲程发动机作三汽缸安排。当然，按本发明选择的发动机速度就会落在要求取得最大转矩的速度范围内，实际上会落在所述速度范围内速度较高的一半上。
同样，可以理解，采用用以开启排气阀27、26和(或)进气阀25的任何可变的控制机构在某些情况下更能提高本发明的适用性。
图19为图1发动机实施例的变型方案。这一方案具有全部图1所示部件，对此采用相同编号，不予重述。
此外，按此方案，发动机内装有另一带空气过滤器的增压器63，最好用装在其中的低功率马达来传动，也可装以机械压缩机64，用虚线表示，由发动机输出轴传动。
增压器63在其操作中将空气输入与涡轮增压器的压缩机C入口12连接的管65。阈66装在压缩机C输入管上，位于输入管与管65连接点的上游。在增压器63操作时关闭阀66以免由增压器输出的空气向输入管12上与压缩机C相对的一侧产生回流。增压器63具有较低的最高压力比，约为1.02/1.03，并由一双级或三级离心增压器构成。控制装置67用以根据发动机速度启动增压器63。一般来说，在低速或很低速下启动增压器63。
这样，可使增压器63在不用涡轮增压器的情况下进行后期充气或对涡轮增压器的运行起辅助作用。
增压器63可在发动机很低速度下由于在进气侧和排气侧间压差不足、清除废气潜力有限、无潜力、乃至产生负作用的情况下改善后期充气。
增压器63对空转速度下的二冲程发动机特别适用。
在过滤性操作中，特别在加速中如前所述，涡轮增压器有所滞后；实际上在压缩机C出口上的增压相对于发动机入口所需增压有所延迟。为改善发动机性能，特别是在发动机低速下加速时，在冷却器14下游与发动机进气管连接的一机械压缩机64就成为一高压级压缩机HP。这样，原来由增压器63所起的作用就由机械压缩机64来完成并有加大，这样，增压器63就成为多余的了。
机构压缩机64也可在过滤性操作中，尤其是在加速时，或在临时使用全转矩时，特别是在发动机低速下和中速范围内，用以改善涡轮增压器的后期充气。
实际上，机械压缩机在以下情况下接入：从某一加速阈值上或在此阈值以上进行过渡的情况下(在规定的加载以下，例如从规定的燃气踏板变位上进行过渡)或在恒定速度下要求取得与只是通过涡轮增压器取得的转矩相比更高的转矩(超增压的条件)的情况下。在任何其他情况下，特别是在稳态条件下(发动机常速下)机械增压器最好脱开以取得最高发动机效率。
如图20所示，机械压缩机64通过发动机M输出轴68转动，例如通过齿形皮带69和机电离合器69a传动。压缩机64的空气入口70在其上游与空气冷却器14出口连接，在下游与旁通管71连接，旁通管用阀72控制。
机械压缩机64的压缩空气出口73通过空气冷却器74与发动机M的进气口A连接。旁通管71与空气冷却器74的入口连接。
机械压缩机64的压力比高达2左右。
在控制装置67a的作用下通过接合离合器69a启动压缩机64而关闭阀72。空气从压缩机64的出口73通向进气口A。在阀72开启时压缩机64短接。
可以看出，在本发明中机械压缩机64可以单独使用而不用涡轮增压器进行发动机的增压。
机械压缩机64最好作为高压级设置，这样，即使在脱开压缩机64时也可使两个冷却器14和74作串联使用以冷却涡轮增压器输出的压缩空气。但，机械压缩机也可用作低压级。
图21、22为带有图16所示喉部的“脉冲变换器”改进实施例。
图21所示为在涡轮入口9上游设置的装在排气总管上的喉部52。相同的构体采用相同的编号，不再予以说明。
在普通的“废气阀”设计中，“废气阀”和虚线圆75所示位于喉部52的下游，正处于涡轮的入口。
在本发明中，用于涡轮入口的“废气阀”数量最好等于接在同一入口上的两个汽缸支管53、54的数量，并将“废气阀”装在喉部52的上游。
在本示例中，两个双汽缸支管53、54接在同一涡轮入口上，两个“废气阀”76、77分别装在支管53、54的节流区55、56内，直接位于喉部52的上游。
阀76、77最好还是装在涡轮T的壳体内，这意味着喉部52位于涡轮壳体入口内部，隔板57伸入此入口内。
阀76、77同时用单个作动装置控制，也就是汽缸。
如图21所示，两阀76、77并列设置，便于用连杆作动。
也可将阀76、77如图22所示彼此相对设置。此阀由铰链板构成，铰接在其垂直于图22图面位于其上游边沿的轴线上。这一位置便于空气在阀门开启时流向使涡轮短接的废气旁通通道。
在发动机高速和高流量下将阀76、77如普通阀门一样予以开启，因为在这种发动机操作范围内在排气阀重新开启时不应产生清除废气时的回流。
采用位于喉部52上游的阀76、77有利于降低气流节流程度和对排气冲程下汽缸的瞬时反压作用。这是由于阀门76、77开启时流动通道加宽，还由于阀门处于喉部52的上游。只是流经涡轮T的气流受到节流，而通过开启的阀门76、77分流的流体未经节流，没有减速。
另一个优点是：举例来说，一汽缸的排气与支管53连接。在此汽缸的活塞处于从上死点到下死点的进气冲程时，排气阀关闭或在与进气阀重叠期内重新开启。在支管54内产生脉冲时(由于喉部52上游的阀76、77是开启的)其中无脉冲的支管53内的气体压力就下降。这是由于支管53的节流区55通过阀76与涡轮出口压力相通而此压力远低于节流区55下游涡轮入口9的压力。与支管53连接的汽缸因此就不受邻管54内脉冲的影响。
这一结果在图23中用虚线21’表示，此虚线示出阀76、77实施方案中支管53内在所述汽缸排气时的压力。实线21”对应于图21中仅在圆75处设置一个“废气阀”的实施方案。很明显，从这两曲线中可以看出，由邻管54在支管53内产生的脉冲B’远弱于脉冲B”。为便于比较，图7中的曲线21在图23中重新用点划线表示出来，此曲线对应于装有一个“废气阀”的相同涡轮的同等操作条件但无“脉冲变换器”。中间的脉冲B较强，因此，造成较强的干扰。
在喉部52上游采用两阀76、77的实施方案时就可采用尺寸较小的涡轮而不致施产生发动机高速下清除废气时的回流，因而保证发动机很低速度下较大的转矩。
已指出，在图5中，在各汽缸入口内的瞬时增压压力为了简化在整个时间由是看作恒定不变的而用直线20表示。发动机速度越低，这方面就越是如此。在发动机高速下，特别是在进气管是针对发动机高速调定的情况下(即进气管如la的长度使进气瞬时压力波动在发动机高速下产生)有可能取得如图23中虚线曲线20a所示进气压力的波动。直线20表示波动压力的平均值。在普通情况下，这些波动用来提高发动机高速下汽缸充气效率。在本发明中，这样做也是可取的，但同时须利用在排气阀重新开启时进气口20a和排气口21、21’、21”之间的瞬时正压差。这就可在发动机高速下保持稍低的清除废气的效果如图23所示，或则就可使涡轮尺寸进一步减小而不致发生清除废气时的回流。

Claims (23)

1.改善主要用涡轮增压器增压和用空气清除废气的内燃机操作的方法，其特征是：使若干汽缸(2、3；1、4)汇合在同一排气总管(8、10)上，使排气管(le)内的压力作幅度明显的依时波动(28、29)，使一汽缸(1)的排气阀(6)在汽缸进气或充气时开启以便在一给定的发动机速度范围内当进气阀或进气口(5)和排气阀(6)同时开启时排气管内一瞬时排气低压期(28)使进气管(la)、汽缸(1)、排气管(le)得以清除废气，而当进气阀或进气口(5)已关闭、排气阀(6)仍开启时使由另一汽缸造成的瞬时排气高压期(29)用来使预先留存在排气管(le)内的空气(A)对汽缸(1)进行后期充气，涡轮T尺寸的选择使在发动机速度超过所述给定的发动机速度范围时实际上不产生汽缸(1)的废气后期充气。
2.用以实施权利要求1方法的内燃机，其特征是：具有若干与同一排气总管连接的汽缸，使排气管(le)内的压力作幅度明显的依时波动(28、29)，还具有在一汽缸(1)进气或充气时开启此汽缸排气阀(6)的装置(31、34)以便在发动机低速下当进气阀或进气口(5)和排气阀(6)同时开启时排气管由另一汽缸引起的一瞬时排气低压期(28)使进气管(la)、汽缸(1)、排气管(le)得以清除废气，而当进气阀或进气口(5)已关闭、排气阀(6)仍开启时使瞬时排气高压期(29)用来使预先留存在排气管(le)内的空气(A)对汽缸(1)进行后期充气，涡轮(T)尺寸的选择使在发动机速度超过所述给定的发动机速度范围时实际上不产生汽缸(1)的废气后期充气。
3.按权利要求2所述发动机，其特征是：排气阀(6)的关闭(终止其开启升起(26)状态)不早于排气管内达到压力峰值(S)时不迟于达到所述压力峰值(S)后30°曲轴角度。
4.按权利要求3所述发动机，其特征是：进气阀(5)的关闭(终止其开启升起(25)状态)产生于排气阀(6)终止其开启升起(26)状态前30°和10°曲轴角度之间。
5.按权利要求2-4中之一所述四冲程发动机，其中，排气阀(6)在进气中冲程开始后关闭，其特征是：排气阀(6)在进气冲程接近终止时重新开启。
6.按权利要求5所述四冲程发动机，其特征是：为重新开启汽缸(1)的排气阀(6)，采用带一凸角(34)的凸轮(31)，凸角的角度持续时间(α)在选择上尽可能长以便在发动机全速下保持无清除废气时的回流。
7.按权利要求5或6所述四冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接而引向单个涡轮入口的汽缸的数量最多为7个。
8.按权利要求5或6所述四冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接而引向单个涡轮入口的两个汽缸的安装角为360°的曲轴角度。
9.按权利要求5或6所述四冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接而引向单个涡轮入口的四个汽缸的安装角为180°的曲轴角度。
10.按权利要求5或6所述四冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接而引向单个涡轮入口的六个汽缸的安装角为120°的曲轴角度。
11.按权利要求2-4中之一所述发动机，其特征是：与同一排气总管连接的汽缸所具有的点火周期使第一汽缸(1)处于进气冲程终止时，另一汽缸(4)开始其排气期，由所述另一汽缸(4)在排气总管内产生的“脉冲”就使第一汽缸(1)作后期充气。
12.具有按权利要求11设置排气阀和进气阀的二冲程发动机，其特征是：在进阀关闭后排气阀保持开启以便在清除废气后利用来自与同一排气总管连接的另一汽缸的“脉冲”。
13.按权利要求12所述二冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接的两个汽缸的安装角为180°曲轴角度。
14.按权利要求12所述二冲程发动机，其特征是：与同一排气总管连接的三个汽缸的安装角为120°的曲轴角度。
15.按权利要求2-14中之一所述发动机，其特征是：在涡轮出口(16)上装有一节流阀(36)，其关闭和开启由控制装置(37)按发动机的速度来控制。
16.按权利要求2-15中之一所述发动机，其特征是：在压缩机(C)的输出管(13)和涡轮的输入管(8、10)之间设置一连接管(38)，在连接管(38)内设置一止回阀(39)，在此连接管(38)上设置阀门控制装置(40)。
17.按权利要求16所述发动机，其特征是：通过增压压力(K)和排气总管内瞬时压力平均值(G)控制阀门控制装置(40)，从而开启控制着连接管(39)开启状态的阀门(41)以便在一最大增压压力阈值以下的一范围内所述增压压力(K)和平均压力(G)大致保持相等。
18.按权利要求2-17中之一所述发动机，具有与同一排气总管和同一涡轮入口连接的两个以上的汽缸，其特征是：在汽缸(1，4)和(2，3)的相应管子(53、54)上设置一喉部(52、55、56、57)。
19.按权利要求18所述发动机，其特征是：对一涡轮入口设置若干“废气阀”(76、77)，其数量等于与同一入口连接的双汽缸支管(53、54)的数量，这些“废气阀”(76、77)位于喉部(52)的上游。
20.按权利要求2-19中之一所述发动机，其特征是：在排气阀(6)附近的排气管(le)的形状(35)使在后期充气期中在汽缸(1)内产生旋涡。
21.按权利要求2-20中之一所述发动机，其特征是：装有由发动机输出轴传动的一辅助增压器(63)或一机械压缩机(64)。
22.按权利要求21所述发动机，具有一机械压缩机(64)，其特征是：机械压缩机(64)为一高压级的一部分，高压级具有一冷却器(74)和用以连接位于压缩机出口(73)和发动机空气进气口(A)之间的冷却器(74)的装置(71、72)以便使进气不论机械压缩机(64)是否接入始终流经冷却器(74)。
23.按权利要求2-20中之一所述发动机，其特征是：进气管是准对发动机的高速调定的。
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