CN114207258A - 用于运行内燃机的方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于运行内燃机的方法，该内燃机每个气缸具有至少一个气体交换气开口：该内燃机具有至少一个燃料喷射器、具有带有废气涡轮机(72)和压缩机(71)的至少一个废气涡轮增压器(7)，其中，内燃机(1)的排气系统(3)和/或废气再循环系统(6)的废气热量借助按照有机朗肯循环(ORC)工作的余热回收设备(5)进行回收。为了改善整体热学效率(BTE₁₊₅)而提出在至少一个所定义的工作点中以下列参数组合来运行内燃机(1)：‑21至23之间的压缩比(CR)；‑在整个发动机特性曲线图中，为至少250巴、优选地为250巴至270巴之间的峰值燃烧压力(P_MX)；‑至少90％的容积效率(λ_l)；在0至1.6之间的气缸中的涡流比(R_S)；至少一个气体交换开口的流量系数(K_v)：至少0.068；‑燃料注射器的最大喷射压力：至少2500巴；在燃料喷射压力为100巴的情况下测得的，对于每100kW额定功率，燃料喷射器的比喷嘴流量为700‑1200毫升/60秒；‑最大废气涡轮增压器效率：至少60％，优选地至少65％；‑在内燃机(1)的热学效率(BTE)的最佳工作点时开始燃料的主喷射，使得燃烧重心(MFB50％)位于点火的止点(ATDC)之后约6°至12°，优选地为8°至10°的曲轴角(KW)。

Description

用于运行内燃机的方法

本发明涉及一种用于运行内燃机的方法；该内燃机具有：每个气缸至少一个气体交换开口、至少一个燃料注射器、具有废气涡轮机和压缩机的至少一个废气涡轮增压器，其中，内燃机的排气系统和/或废气再循环系统的废气热量借助根据有机朗肯循环(Rankine-Zyklus)工作的余热回收设备进行回收。

此外，本发明涉及一种内燃机，该内燃机具有至少一个燃料注射器、具有废气涡轮机和压缩机的至少一个废气涡轮增压器，其中，优选地，内燃机包括废气再循环系统，该废气再循环系统具有在进气系统和排气系统之间的至少一个废气再循环管道，以及具有根据有机朗肯循环工作的余热回收设备，该余热回收设备用于从废气系统和/或废气再循环系统中回收废气热量，该余热回收设备包括用于工作介质的回路，该回路具有至少一个泵、至少一个蒸发器、至少一个膨胀器和至少一个冷凝器。此外，本发明涉及一种用于设计这种内燃机的方法。

余热回收设备主要用于公路商用车辆，以便在使用具有压缩机和膨胀机的有机朗肯循环的情况下利用内燃机的废气余热。在此，在膨胀机、例如涡轮机或活塞式发动机中进行机械工作。

到目前为止，余热回收设备和内燃机是彼此独立地开发和优化的。余热回收设备是随后增加到内燃机的。缺点在于，尽管内燃机和余热回收设备均针对自身进行了优化，但是由内燃机和余热回收设备组成的整个系统的热学效率并不是最优的。

本发明的任务是改善内燃机和余热回收设备的系统的整体效率。特别地，本发明的任务在于在至少一个工作点上实现至少50％的整体热学效率。

根据本发明，该任务这样解决，即，在至少一个所定义的工作点上以下列参数组合来运行内燃机：

-在21至23之间的压缩比；

-在整个发动机特性曲线图中，至少250巴(bar)的峰值燃烧压力，优选在250巴至270巴之间的峰值燃烧压力；

-至少90％的容积效率；

-在0至1.6之间的燃烧室中的涡流比；

-至少一个气体交换开口的流量系数：至少0.068；

-至少2500巴的燃料注射器的喷射压力；

-在燃料喷射压力为100巴的情况下测得的，对于每100kW额定功率，燃料注射器的达700-1200毫升/60秒的比喷嘴流量(spezifische Düsendurchflussrate)；

-至少60％，优选至少65％的废气涡轮增压器效率；

-在热学效率的最佳工作点时开始燃料的主喷射，使得燃料重心(MFB50％)位于点火的止点(ATDC)之后约6°至12°、优选8°至10°的曲轴角KW。

如果内燃机具有废气再循环系统，特别是高压废气再循环系统，借助该废气再循环系统，在内燃机的至少一个工作点中将废气从排气系统再循环到内燃机的进气系统，则有利的是，废气在至少一个所定义的工作点以0％至15％之间的废气再循环率来再循环。优选地，再循环的废气在此在废气再循环系统的废气再循环管道中传导通过沿流动方向打开的簧片阀。

在本发明的一实施变型中规定：废气涡轮增压器的废气涡轮机是借助废气旁通阀或可变涡轮几何形状来调整的。

在本发明的一个实施变型中规定：内燃机在曲轴转速在1020转/分(U/min)至1200转/分之间的范围中、优选在1025转/分至1150转/分之间的范围中的情况下，并且在扭矩在对于该转速的额定扭矩的75％至85％之间的范围中的情况下以最大热学效率运行，其中，优选地，废气涡轮增压器的相对增压压力在2.8巴至3.1巴之间。

如果使用环戊烷作为余热回收设备的工作介质，则可以达到最佳效果。

通过所述的措施使通过内燃机的质量流量最小化，以达到最高的废气温度。以此方式，达到至少50％的整体热学效率，其中，内燃机对整体热学效率的贡献约为48％，而余热回收系统约为2％。

这使得与相同功率的内燃机和余热回收系统的传统组合相比，有可能减少二氧化碳排放。

为了实现高的整体热学效率，根据本发明提出了一种设计内燃机的方法，该方法具有以下步骤：

a.调整废气涡轮增压器，直到达到废气涡轮增压器的压缩机的最低增压压力，在该最低增压压力下仍可再循环所需的废气量，以符合法律规定的内燃机末端管出口处的最大NO_X排放值；

b.提高内燃机的压缩比，直到达到最大气缸峰值压力；

c.如果内燃机的排气管路的尾气管出口处的氮氧化物含量超过法律规定的最大NO_X排放值，则用更高的废气再循环率重复步骤a.和b.。

这种对于内燃机的迭代式设计方法使得内燃机(包括余热回收设备)对于单个稳态的工作点能实现最高的整体热学效率。

接下来根据在非限制性附图中示出的实施例来进一步阐释本发明。附图中，示意地示出：

图1示出根据本发明的内燃机；

图2示出该内燃机的余热回收设备；

图3示出内燃机的细节；

图4示出简化的余热回收设备；

图5示出膨胀机的功率图；

图6示出没有余热回收设备的内燃机的特性曲线图；以及

图7示出具有余热回收设备的内燃机的特性曲线图。

图1示意性地示出了用于执行所要求保护的方法的根据本发明的内燃机1。内燃机1具有进气管路2、排气管路3、布置在排气管路3中的废气后处理设备4，以及余热回收设备5，其中，在图1中示出了余热交换器51和EGR热交换器52(EGR＝排气气体再循环，exhaustgas recirculation)。在排气管路3和进气管路2之间设有废气再循环设备6，例如高压废气再循环设备，借助该废气再循环设备6将来自排气管路3的废气再循环到进气管路2中。此外，内燃机1具有废气涡轮增压器7，其带有在进气管路2中的压缩机71和在排气管路3中的废气涡轮机72。

对于每个气缸，通过提升阀设有受控的气体交换开口，即一个或多个进气开口和一个或多个出气开口，这些气体交换开口实现了气缸中的气体交换。内燃机1可以是自点火(压缩点火)或外点火的，具有一个或多个气缸以用于往复式活塞。

废气后处理装置4可以具有至少一个微粒过滤器和/或至少一个催化器。废气再循环设备6具有废气再循环阀60和废气再循环管道61，EGR热交换器52和簧片阀62(振动阀)布置在其中。

余热回收设备5根据ORC过程(ORC＝有机朗肯循环，Organic Rankine Cycle)工作，并具有用于有机工作介质的回路50，如图2所示。在回路50中，除了废气热交换器51的第一蒸发器510和EGR热交换器52的第二蒸发器520之外，还布置有膨胀机53(例如活塞式发动机或涡轮机)、冷凝器54、储存器55、泵56和分配阀57。

热源——废气管路3的废气和废气再循环管道61的再循环的废气在余热回收设备5中被加以利用，以便对第一蒸发器51和/或第二蒸发器52中的工作介质进行蒸发。第一蒸发器51和第二蒸发器52并联连通在余热回收设备5的回路50中，并通过分配阀57进行切换，以实现具有废气再循环或没有废气再循环的运行。在后一种情况下，工作介质经过第二蒸发器520。

第一蒸发器510在排气管路3中定位在内燃机1的废气后处理装置4下游，如图3所示。由此可避免作用到废气后处理上的不利影响。

借助ORC过程，废气中的余热(焓)在余热回收设备5中被转化为机械能。

图4示出了只有一个热源的简化的ORC的余热回收设备5，即废气换热器51的第一蒸发器510。废气的焓Q可以由废气质量流量m、比热容c_p(视作近似常数)以及第一蒸发器510的入口511和出口512之间的废气侧的温差ΔT计算得出：

Q＝m·c_P·ΔT

焓Q的增加导致膨胀机的机械功率P的增长。

在图5中，膨胀机53的功率P根据不同的废气质量流量m和具有恒定效率的废气热交换器51的废气侧进口温度T_E绘制。由此明了的是，废气热交换器51的废气侧入口温度T_E对膨胀机53的功率P的影响比废气质量流量m大。

对于根据本发明的内燃机，具有最高热学效率BTE_最佳的工作点的位置在图6和图7中所示的特性曲线图中示出，其中分别绘制了扭矩MD与内燃机1的转速N的关系。内燃机1的热学效率BTE₁加入在特性曲线图中。图6针对单独的内燃机1，即没有余热回收设备5(WHR＝余热回收，Waste Heat Recovery)的热学效率BTE₁，而图7示出了包括余热回收设备5的内燃机1的热学效率BTE₁₊₅。热学效率BTE₁的被标记出的最佳点BTE_最优在图6中、在单独的内燃机1的情况下为48％，这是在转速N为1261转/分钟且扭矩MD为1892Nm时，即对于该转速N，为额定扭矩M_N的84％；在图7中，在包括余热回收设备5的内燃机1的情况下为大约50％，这是在转速N为1230转/分钟且扭矩MD为1789Nm时，即对于该转速N，为额定扭矩M_N的80％。

基于图5、图6和图7，能得出以下结论，即，在内燃机1的给定的余热量的情况下，对于ORC过程的效率，高废气温度T_E且低废气质量流量m比低废气温度T_E且高废气质量流量m更好。

在内燃机1中，通过尽可能地减少空气量，可以实现在尽可能低的废气质量流量m的情况下的高废气温度T_E。

对于柴油机的因果关系

在下文中将示出仅就内燃机1而言实现高热学效率BTE₁的两种不同的技术构思，其中，还满足NOx排放要求。

构思1(低气缸质量)：

·“低”气缸质量使得废气涡轮增压器7能设计成具有“低”增压压力和正向泵送。

·低气缸质量使得对于固定点火峰值压力(例如250巴)在发动机设计时高压缩比CR成为可能。

·然而，正向泵送阻止了高压废气再循环设备的大量的再循环废气的运输，这导致来自内燃机1的NOx排放。因此，需要高效但昂贵的废气后处理设备4的去NOx系统(例如，SCR催化器)。

构思1对内燃机1的热学效率BTE₁和余热回收设备5的第一废气蒸发器510的条件的影响如下：

·正向泵送(吸气压力高于废气压力)提高了内燃机1的热学效率。

·高压缩比CR提高了高压循环的燃烧效率，并使内燃机1的热学效率BTE₁能更高。

·然而，较低的气缸质量提高了到气缸壁上的热传导，这又降低了热学效率BTE₁。

·较低的空气流量和由此产生的较低的增压压力致使废气涡轮增压器7的废气涡轮机72上游的压力较低，这又致使废气涡轮机72中的膨胀较低，并使得废气涡轮机72下游的废气温度T_E可能较高。

·-在相同的废气焓的情况下，废气温度T_E“高”，废气质量流量m“低”，这对余热回收设备5的热学效率BTE₅是有利的。

构思2(高气缸质量)：

·高气缸质量导致涡轮增压器具有高增压压力和典型的负向泵送。

·高气缸质量使得对于固定点火峰值压力(例如250巴)在发动机设计时低压缩比成为可能。

·负向泵送使得高压废气再循环系统的大量再循环的废气能够输送，从而导致来自内燃机1的NOx排放降低，并使废气后处理设备4的去NOx系统(如SCR催化器)更简单且更低成本。

构思2对内燃机1的热学效率BTE₁和余热回收设备5的第一废气蒸发器510的条件的影响如下：

·较高的气缸质量减少了到气缸壁处的热传导，由此高了内燃机1的热学效率BTE₁。

·负向泵送(废气压力高于进气压力)降低了内燃机1的热学效率BTE₁。

·由于PFP构造限制(PFP＝峰值点火压力，peak firing pressure)，低压缩比CR导致较低的燃烧效率，这又导致内燃机1的较低的热学效率BTE₁。

·较高的空气流量和由此产生的较高的增压压力致使废气涡轮机72上游的压力较高，这又致使废气涡轮机72中的膨胀较高，并使得废气涡轮机72下游的废气温度T_E可能较低。

·-在相同的废气焓的情况下，废气温度T_E“低”，废气质量流量m“高”，这对余热回收设备5的热学效率BTE₅是不利的。

不仅针对构思1而且针对构思2，使用以下函数来实现内燃机1的最高热学效率BTE₁：

·在不存在米勒控制(Miller-Steuerung)的情况下，气体交换阀的阀控制允许在最佳点处的输送效率λ_l>90％；

·燃烧室中的低涡流比R_S在0至1.6的范围中；

·-气体交换开口的最大流量系数K_v：等于或高于0.068；

·燃料注射器的最大燃料喷射压力等于或高于2500巴；

·燃料注射器的喷嘴流量：在燃料喷射压力为100巴的情况下，每100kW额定功率PWR为700-1200毫升/60秒；

·-用于具有废气再循环系统6的内燃机1的废气再循环管道61中的舌簧阀62；

·最大涡轮增压器效率在60％以上；

·在热学效率BTE₁的最佳工作点中开始主喷射，由此在点火的止点ATDC之后的6-12°曲轴角KW处实现燃烧重心MFB50％。

在下表1中示出了比较构思1和构思2的包括余热回收设备5的内燃机1的热学效率BTE₁₊₅的模拟结果。这两个构思都具有单独的内燃机1的热学效率BTE₁为48％。环戊烷用作余热回收设备5的工作介质。

构思1：

减少比燃料消耗BSFC的措施：

·高压缩比CR

·较低的增压压力导致正向泵送(P_im>P_31)

结果：

·更少的EGR运输和更高的NOx

·更低的气缸质量

·废气涡轮机的更低的膨胀

·更高的废气温度

构思2：

减少比燃料消耗BSFC的措施：

·高气缸质量导致减少的热传导

结果：

·高增压压力导致负向泵送(P_im<P_31)，由此使EGR运输成为可能且降低NOx

·在相同的峰值压力PFP的情况下较低的压缩比

·废气涡轮机中的高膨胀

·更低的废气温度

结果表明，相较于构思2，对于构思1，包括余热回收设备5的内燃机1的整体热学效率BTE₁₊₅高得多。其主要原因在于在进入蒸发器51之前的更高的废气温度T_E，这对ORC过程是有利的。

由此，在使用ORC过程的情况下，构思1与余热回收设备5相结合，实现了最高的整体热学效率BTE₁₊₅。

基于这些发现，能够找到一种设计方法，以用于实现对于包括余热回收设备5的内燃机1在单独的稳定的特性曲线点中的最高热学效率BTE₁₊₅。

在此涉及一种设计方法，该设计方法用于针对至少一个余热源，对于具有高压废气再循环连同余热回收设备5的内燃机1在单个特征曲线点中的最高热学效率BTE₁₊₅，其中，内燃机1具有固定的点火峰值压力(PFP)、不可变的阀控制和固定的容积效率、固定的最大燃料喷射压力(Rail)、固定的喷嘴流量、至少一个簧片阀62、固定的涡轮增压器效率(例如，62％)和主喷射的开始，该主喷射在唯一的工作点中、在点火的止点ATDC之后约6°至12°的曲轴角KW的情况下具有燃烧重心MFB50％，该工作点满足法律规定的尾气管出口处的最大NOx排放值：

在此执行以下迭代：

1)调整废气涡轮增压器7，废气涡流增压器7允许将增压压力降低到这样的点，在该点处仍能输送所需的再循环的废气，以满足法律规定的NOx排放规定。在此，在正向泵送与气缸质量之间达到了折衷。所需的增压压力或所需的废气再循环率RT_EGR取决于废气后处理设备4的效率。

2)提高压缩比CR，直到达到最大气缸峰值压力。

3)所导致的废气温度、废气质量流量和通过内燃机1排放的氮氧化物NOx_发动机_输出对于给定的废气后处理设备4实现了在尾气管31处的氮氧化物含量NOx_尾气管。

4)如果尾气管处的氮氧化物含量NOx_尾气管超过了法律规定的尾气管出口31处的最大NOx排放值，则以更高的废气再循环率RT_EGR(迭代)重复步骤1)。

这种用于内燃机1的迭代式设计方法使得包括余热回收设备5的内燃机1能够针对单一的、稳定的工作点获得最高的整体热学效率BTE₁₊₅。

Claims (13)

1.一种用于运行内燃机的方法，所述内燃机每个气缸具有至少一个气体交换开口，所述内燃机还具有至少一个燃料喷射器、具有废气涡轮机(72)和压缩机(71)的至少一个废气涡轮增压器(7)，其中，所述内燃机(1)的排气系统(3)和/或废气再循环系统(6)的废气热量借助按照有机朗肯循环(ORC)工作的余热回收设备(5)进行回收，其特征在于，所述内燃机(1)在至少一个所定义的工作点中以下列参数的组合运行：

-在21至23之间的压缩比(CR)；

-在整个发动机特性曲线图中为至少250巴、优选在250巴至270巴之间的峰值燃烧压力(P_MX)；

-至少90％的容积效率(λ_l)；

-在0至1.6之间的气缸中的涡流比(R_s)；

-至少一个气体交换开口的流量系数(K_V)：至少0.068；

-燃料注射器的最大喷嘴压力：至少2500bar；

-在燃料喷射压力为100巴的情况下测得的，对于每100kW额定功率，所述燃料喷射器在700至1200毫升/60秒的比喷嘴流量；

-最大废气涡轮增压器效率：至少60％，优选地至少65％；

-在所述内燃机(1)的热学效率(BTE)的最佳工作点时开始燃料的主喷射，使得燃烧重心(MFB50％)位于点火的止点(ATDC)之后约6°至12°、优选地8°至10°的曲轴角(KW)。

2.如权利要求1所述的方法，其中，借助废气再循环系统(6)，至少在所述内燃机(1)的所定义的工作点时，将来自所述排气系统(3)的废气再循环到进气系统(2)，其特征在于，所述废气至少在所定义的工作点时以在0％至15％之间的废气再循环率(RT_EGR)进行再循环。

3.如权利要求2所述的方法，其特征在于，再循环的废气在所述废气再循环系统(6)的废气再循环管道(61)中传导通过沿流动方向打开的簧片阀(62)。

4.如权利要求1至3中任一项所述的方法，其特征在于，所述废气涡轮增压器(7)的所述废气涡轮机(72)借助废气旁通阀或可变涡轮几何形状进行调整。

5.如权利要求1至4中任一项所述的方法，其特征在于，所述内燃机(1)在转速(N)在1020转/分至1200转/分之间的范围中、优选在1025转/分至1150转/分之间的范围中的情况下，并且在扭矩(M)在对于该转速(N)的额定扭矩(M_N)的75％至85％之间的范围中的情况下以最大热学效率(BTE₁)运行，其中，优选地，所述废气涡轮增压器(7)的相对增压压力在2.8巴至3.1巴之间。

6.如权利要求1至5中任一项所述的方法，其特征在于，环戊烷用作所述余热回收设备(5)的工作介质。

7.一种内燃机(1)，具有至少一个气体交换阀；具有至少一个燃料注射器；具有带有废气涡轮机(72)和压缩机(71)的废气涡轮增压器(7)，其中，优选地，所述内燃机(1)具有废气再循环系统(6)，所述废气再循环系统(6)具有进气系统(2)与排气系统(3)之间的废气再循环管道(61)，以及所述内燃机(1)具有根据有机朗肯循环(ORC)工作的余热回收设备(5)，以用于回收来自废气系统(3)和/或所述废气再循环系统(6)的废气热量，所述余热回收设备(5)具有用于工作介质的回路，所述回路具有至少一个泵(56)、至少一个蒸发器(510、520)、至少一个膨胀机(53)和至少一个冷凝器(54)，其特征在于，所述内燃机(1)构造为在至少一个所定义的工作点中以参数的下列组合来运行：

-在21至23之间的压缩比(CR)；

-在整个发动机特性曲线中，为至少250巴、优选为在250巴至270巴之间的峰值燃烧压力(P_MX)；

-至少90％的容积效率(λ_l)；

-在0至1.6之间的气缸中的涡流比(R_S)；

-至少一个气体交换开口的流量系数(K_v)：至少0.068；

-至少一个燃料注射器的最大喷射压力：至少2500巴；

-在燃料喷射压力为100巴的情况下测得的，对于每100kW额定功率(PWR)，所述至少一个燃料喷射器的比喷嘴流量为700-1200毫升/60秒；

-在0％与15％之间的废气再循环率(RT_EGR)；

-最大废气涡轮增压器效率：至少60％，优选至少65％；

-在热学效率的最佳工作点时开始燃料的主喷射，使得燃烧重心(MFB50％)位于点火的止点(ATDC)之后约6°至12°、优选地8°至10°的曲轴角(KW)。

8.如权利要求7所述的内燃机(1)，所述内燃机(1)具有废气再循环系统(6)，优选为高压废气再循环系统，具有在进气系统(2)与排气系统(3)之间的至少一个废气再循环管道(61)，其特征在于，废气在所定义的工作点中能以在0％至15％之间的废气再循环率(RT_EGR)来再循环。

9.如权利要求8所述的内燃机(1)，其特征在于，在所述废气再循环系统(6)的至少一个废气再循环管路(61)中布置有沿再循环的废气的流动方向打开的簧片阀(62)。

10.如权利要求7至9中任一项所述的内燃机(1)，其特征在于，所述废气涡轮增压器(7)的所述废气涡轮机(72)具有废气旁通阀或可变涡轮几何形状。

11.如权利要求7至10中任一项所述的内燃机(1)，其特征在于，所述内燃机(1)的最大热学效率(BTE₁)在转速(N)在1020转/分至1200转/分、优选在1025转/分至1150转/分之间的范围中的情况下，并且在扭矩(M)在对于该转速(N)的额定扭矩(M_N)的75％至85％之间的范围中的情况下达到，其中，优选地，所述废气涡轮增压器(7)的相对增压压力在2.8巴至3.1巴之间。

12.如权利要求7至11中任一项所述的内燃机(1)，其特征在于，所述余热回收设备(5)的工作介质为环戊烷。

13.一种用于设计如权利要求7至12中任一项所述的内燃机(1)的方法，其特征在于，执行以下步骤：

a.调整废气涡轮增压器(7)，直到达到所述废气涡轮增压器(7)的所述压缩机(71)的最小增压压力，在所述最小增压压力的情况下仍能再循环所需的废气量，以满足法律规定的在所述内燃机(1)的尾气管出口(31)处的最大NOx排放值；

b.提高所述内燃机(1)的压缩比(CR)，直到达到最大气缸峰值压力；

c.如果所述内燃机(1)的所述尾气管出口(31)处的氮氧化物含量(Nox_尾气管)超过法律规定的最大NOx排放值，则用更高的废气再循环率(RT_EGR)重复步骤a.和b.。

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