CN1791740A - 活塞式发动机及控制活塞式发动机的方法 - Google Patents

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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一气缸和一滑动布置在每一气缸中的活塞构成的燃烧室，其中该活塞与曲轴相连，还有一喷射装置设计为将燃料直接喷入所述燃烧室。

Description

活塞式发动机及控制活塞式发动机的方法
技术领域
根据本发明的权利要求1的前序，本发明涉及一种控制活塞式发动机的方法。尤其是，其涉及一种控制活塞式柴油机的方法，其中燃料直接喷入燃烧室而点火。本发明还涉及一种如权利要求23前序所述的活塞式发动机。
背景技术
在通常的用重型载重车的直喷式柴油发动机，也就是每一气缸的排量为0.5到4升间的柴油机，发动机被控制，在22bar BMEP其燃烧最大气缸压力量约为180bar。在该发动机中，当发动机在最大负荷时，在约为30曲柄角度下，燃料被直接喷入燃烧室。在最大负荷下，喷射根据发动机的工作点通常开始于上止点前10-15度并持续到止点后15-20度。所述类型的传统内燃机装有一涡轮单元，其涡轮图(turbomap)效率为约55-60％。涡轮单元产生最大充气量为约330kPa的绝对压力。上述类型的传统柴油机的热效率最大为约45-46％。热效率即为在燃烧时释放出来的燃料能含量的份额，发动机能够将所述燃料能含量转化成有用的机械功。
近年来，关于柴油机排放的法规要求，尤其是氮氧化物和微粒，已经更严格。燃料在气缸中燃烧形成的氮氧化物物质量取决于燃烧过程中的温度。高温导致空气中大部分的氮转化成氮氧化物。降低氮氧化物形成量的一种方法是降低燃烧温度。然而，降低燃烧温度也产生问题。在某个工作条件下，发动机中产生的积碳增加，其导致发动机无法满足现行的排放法规。此外，当温度降低时内燃机的热效率变小。然而，燃烧过程中形成的氮氧化物能够被减少，可在位于排气管中的催化反应室内废气后处理再还原为氮。但催化反应室的存在升高了排气背压。排气背压的增加使内燃机的热效率下降。此外，如果内燃机在某个工作点产生过多的微粒量，为降低积碳微粒排放必须采用所谓的微粒收集器，以满足现行的排放法规。微粒收集器同样升高了排气背压，使内燃机的热效率下降。
内燃机制造者所面临的法规强制的关于积碳微粒和氮氧化物的最大排放标准的一个问题是允许排放标准持续降低。降低排放标准的要求意味着首先，发动机不能被优化到低的燃料消耗，其次所要求的降低排放附加设备会使内燃机的热效率下降。
发明内容
本发明的目的是提供一种控制内燃机的方法，其能够提高内燃机的热效率，并能够继续保持氮氧化物和积碳微粒的排放要求。
该目的可根据权利要求1特征部分所述的方法来实现。
在通常柴油机中，喷射不得不开始于上止点前10-15曲柄角度，以确保在上止点前供应足够量的燃料，由此减轻喷射对膨胀并随后冷却的燃烧室产生的负面影响。该不利影响的例子为热效率的下降和积碳的增加。此外，在通常柴油型内燃机中，喷射持续到上止点后15-20曲柄角度。该缓慢燃烧使许多热量散发到内燃机冷却系统中，导致内燃机的热效率下降。在缓慢燃烧中，大部分热废气散发，其也导致热效率下降。关于已知直喷柴油机，大大缩短的喷射时间确保与长喷射时间相关的问题减少和发动机热效率的提高。根据本发明，当发动机负荷大于7bar BMEP时，燃料从喷射装置喷射的比喷射时间小于0.12曲柄角度/(bar x m/s)。
独立于发动机尺寸的比喷射时间是喷射时间长度的一个量度。该比喷射时间(spec)借助用曲柄角度表示的喷射时间(inj)、用bar表示的平均有效压力(BMEP)和用米/秒表示的平均活塞速度(Vp)来计算，如下：
BMEP定义为如下：
BMEP = T brake 4 π V · 10 - 5 [ bar ]
其中Tbrake等于用Nm表示的在曲轴上所测得的制动力矩，V等于用立方米表示的排量。独立于发动机尺寸的BMEP是完整循环中被传递的曲轴力矩的平均值，该循环包括进气冲程、压缩冲程、膨胀冲程、排气冲程。
喷射时间长度定义为开启侧边和闭合侧边的50％针阀升程处之间的曲柄角度的距离根据。在附图1中，用图解表示一曲线图，该曲线表示作为曲轴转角函数的针阀升程。描述喷射阀开启的侧边O和描述喷射阀闭合的侧边C都相对大幅度倾斜。通常由于喷射阀的弹性，在打开阶段有一较小的突出Os。在开始打开前，出现从零位置的某一较小的偏移B。此外，反冲现象R能够使喷射阀不确定地即时关闭。为了消除确定喷射时间的困难，如上所述，定义为关于开启侧边O和闭合侧边C在50％针阀升程处之间的曲柄角度的距离D。
本发明采用了在相对较高的负荷和r.p.m下的短的比喷射时间。选择比喷射时间的阈值0.12曲柄角度/(bar x m/s)，使以曲轴转角衡量的喷射时间在22bar BMEP和平均活塞速度7.5m/s时应小于18曲轴转角。22bar BMEP接近现代重型车柴油发动机的全负荷。
附图2a到2d中显示的是许多操作情况下喷射时间的测量。
在本发明的改进过程中，研究表明，在较高的BMEP下获得对内燃机热效率特别有利的效果。在本发明的优选实施例中，法规标准有些修改，在发动机负荷大于12bar BMEP特别是大于18bar BMEP时，比喷射时间应小于0.095曲柄角度/(bar x m/s)和0.09曲柄角度/(barx m/s)。对一组平均活塞速度作为内燃机负荷函数的比喷射时间在附图3中表示。
根据本发明的一个实施例，燃油供给开始于上止点前10曲柄角度到上止点后1曲柄角度的范围。附图4纪录的统计表明热效率大大取决于喷射的起始点。喷射最好发生在上止点前8曲柄角度和上止点之间。通过提供根据上述建议的喷射时间起始点，能够确保由于热传导和摩擦造成附加损失的降低。喷射的持续时间还能够对燃油消耗产生显著的影响。
根据本发明的一个实施例，所述燃烧室装有气体交换阀，使最小气体容积效率低于85％。气体交换阀即为进气阀和排气阀。该控制是通过改变相对于通常布置内燃机的气体交换阀的开启和关闭时间来实现，其气体交换阀的开启和关闭时间使内燃机具有尽可能高的气体容积效率。控制进气阀来获得较低气体容积效率的发动机通常称为米勒(Miller)发动机。该米勒发动机的概念在专利US2670595被提出。根据本发明进一步的一个实施例，气体容积效率根据内燃机负荷和平均活塞速度变化。根据附图5中显示，该气体容积效率可在45％与85％之间变化。根据该实施例的变化，为使气体容积效率较低，进气阀关闭较早。在现代标准的发动机，进气阀从0阀门间隙到下止点后56曲柄角度为关闭。这使气体容积效率通常至少达到90％。根据本发明，当采用固定凸轮的轮廓，在高负荷和高r.p.m进气阀的关闭时间(0阀门间隙)直到下止点后30曲柄角度。这里可以采用机电控制的进气阀和/或机电控制的排气阀。机电阀控制的进气和排气过程通常比采用传统凸轮轴的作用迅速。这意味着开启和关闭时间将相对于采用凸轮轴驱动阀的进行转换。在本例子中机电阀控制阀的开启和关闭时间设置是为了在燃烧室中获得理想的充气密度和气体容积效率。
气体容积效率即供气量和燃烧室容积的比值。如果采用废气再循环系统EGR，供气量包括废气量和所供空气量的总和。如果不采用EGR，供气量仅包括所供空气量。
在装有一个或多个涡轮单元的内燃机中，内燃机可被控制，使气缸中燃烧过程的效果优先考虑，或通过优化发动机的气体容积效率或分别优化燃烧过程和涡轮增压过程来优先考虑涡轮单元的气体涡轮增压过程。通过优化燃烧过程中的供气量(其能够影响摩擦、热传导、和气体交换形式的附加损失)，气缸中燃烧过程的效果得以改善。该气体量通过气体容积效率(在直观的实施例中，通过改变进气阀的关闭点)来控制。该气体涡轮增压过程通过对流经发动机的气流控制来改善。某一工作点气体容积效率的最佳选择在于气体涡轮增压过程和燃烧过程同时在高的工作效率下进行。气体容积效率的最佳选择大大取决于气体涡轮增压过程的工作效率。气体涡轮增压过程的工作效率越高，给定工作点的最佳气体容积效率越低。在适合有效的气体涡轮增压过程(在具有中间冷却和后冷却两级系统中，涡轮图效率至少为70％)中，对一重型柴油机重要的工作点，所示最佳气体容积效率低于70％。
对热效率很重要的流经发动机的气流清楚地表示在附图6和7中。通过改变工作点之间的气体容积效率，能够控制空气过剩。对于具有指定的涡轮单元的内燃机，对于涡轮单元的给定效率，在一给定的理想空气燃油比，其具有一使热效率最优化的气体容积效率。在附图6中，热效率表示作为一涡轮系统过量空气系数λ的函数，该涡轮系统包括一第一低压涡轮，一位于所述低压涡轮下游的第二高压涡轮，其中低压和高压涡轮的效率50％。过量空气系数被定义为，当所供氧气在燃烧中消耗完时λ＝1。如果，例如λ＝1.2，则在燃烧后有20％的所供氧气剩余。
从附图中可见，当过量空气系数λ小于1.8，气体容积效率对热效率无太大影响。当过量空气系数λ大于1.8，对于一过量空气系数λ的给定值，较低气体容积效率产生较低的热效率。
在附图7中，热效率表示作为一涡轮系统过量空气系数λ的函数，该涡轮系统包括一第一低压涡轮，一位于所述低压涡轮下游的第二高压涡轮，其中低压和高压涡轮的效率70％。
从该附图中可见，对于一过量空气系数λ的给定值，较低气体容积效率产生较高的热效率。也就是说，当每一级涡轮图效率足够高时，也就是说，根据第一实施例该涡轮图效率高于60％，根据第二实施例该涡轮图效率高于65％，和根据第三更优选实施例该涡轮图效率高于70％，热效率随着气体容积效率的下降而增高。当气体容积效率低且对于通常过量空气系数在1.7＜λ＜2.1的范围内，能够进一步看到热效率相对恒定。另一方面，随着气体容积效率的增大，热效率强烈地下降。最好，在平均活塞速度为6.25米/秒并且发动机负荷为26barBMEP，确保气体容积效率低于70％，最好低于60％。
附图8到10表示作为进气阀关闭时间的函数的热效率，表示为BSFC(制动燃油消耗率)。研究涉及设有两级增压系统的内燃机。进气阀由具有固定轮廓的凸轮的凸轮轴控制。如果采用机电控制的进气阀，由于该阀具有更快的开启和关闭过程，阀的时间将进行转换，以获得通过气缸气流的理想气体容积效率。
在附图8到10中可见，对于进气阀的关闭时间小于500曲柄角度，BSFC大大增加。这取决于在该区域中气体容积效率迅速减少。
附图8表示，作为发动机进气阀关闭时间的函数的以BSFC(制动燃油消耗率)表示的热效率，该发动机装有通常的两级增压系统，其对每一压气机/涡轮对常规效率达大约56％。根据本发明，该发动机被设计为能够迅速燃烧。在该例子中可见，热效率并不受采用低气体容积效率很大的影响。
附图9表示，作为发动机进气阀关闭时间的函数的热效率，该发动机装有改进的两级增压系统，其对每一压气机/涡轮对增加的效率达大约65％。根据本发明，该发动机被设计为能够迅速燃烧。在该例子中，当过量空气系数λ＝1.9(实线)，在进气阀关闭时间在大约515曲柄角度时，即下止点前的25曲柄角度，热效率上升到最佳点；当过量空气系数λ＝2.1(短划线)，在进气阀关闭时间为大约525曲柄角度时，即下止点前的15曲柄角度，热效率达到最佳点；当过量空气系数λ＝2.3(点线)，在进气阀关闭时间为大约535曲柄角度时，即下止点前的5曲柄角度，热效率达到最佳点。当过量空气系数λ的值上升，最佳点变得不清晰。
附图10表示，作为发动机进气阀关闭时间的函数的以BSFC(制动燃油消耗率)表示的热效率，该发动机装有通常的两级增压系统，其对每一压气机/涡轮对增加的效率达大约70％。根据本发明，该发动机被设计为能够迅速燃烧。在该例子中，可见，当过量空气系数λ＝1.9(实线)，在进气阀关闭时间大约505曲柄角度，即下止点前的35曲柄角度，热效率上升，也就是BSFC下降，而达到最佳点；当过量空气系数λ＝2.1(短划线)，在进气阀关闭时间大约515曲柄角度时，即下止点前的25曲柄角度，热效率达到最佳点；当过量空气系数λ＝2.3(点线)，在进气阀关闭时间大约525曲柄角度时，即下止点前的15曲柄角度，热效率达到最佳点。在该例子中，与采用每级效率为65％的涡轮单元相比，进气阀早期关闭的优点显得比较清晰。此外，过量空气系数λ＝2.3的曲线表现对于进气阀早期关闭的清晰的最佳位置。
在先前已知的发动机设计中，米勒(Miller)概念已经被放弃，因为其不能继续有效地增加发动机热效率。该最佳实施例利用了令人惊奇的事实，使用快速燃烧的内燃机，即比喷射时间小于0.12曲柄角度/(bar x m/s)，同时具有每级压气机/涡轮对机械效率大于60％的两级涡轮单元，最好大于65％，尤其是达到至少70％，通过确保内燃机在相对较低的气体容积效率和同时较高的热效率下工作，来实现热效率的增加。
根据本发明一个实施例，安装于所述燃烧室的气体交换阀被控制以提供一气体容积效率，该气体容积效率随发动机的工作状态并在45％和85％间变化。根据本发明一个实施例，采用气体交换阀，其打开和/或关闭过程为可调整的。
根据本发明该实施例，通过随发动机工作状态变化的进气阀关闭时间值的变化，来确保该内燃机合适的空气量。根据该实施例的一变化，在平均活塞速度为6米/秒并且发动机负荷大于15bar BMEP，控制气体交换阀来实现至少一第一工作范围，其中在该工作范围中气体容积效率小于70％。该气体容积效率的变化可通过电子控制阀，带可变轮廓的凸轮的机械控制阀，或熟悉技术人员已知的其它方式，改变内燃机阀门的关闭时间来实现。
在以下例子中，当采用带固定凸轮轮廓的凸轮轴，合适进气阀的关闭时间被表现。该例子表明如何选择气体容积效率来获得好的热效率。
根据第一说明的实施例，对于具有每级效率为65％的涡轮单元，进气阀的关闭提前到下止点前的30曲柄角度到下止点后的20曲柄角度。
总之，表明，对于每级效率为65％的涡轮单元来说，对过量空气系数在2.1和2.3之间，进气阀最好在下止点前10曲柄角度左右，即下止点前20-0曲柄角度关闭；对过量空气系数达到1.9，进气阀最好在下止点前20曲柄角度左右，即大约下止点前30-10曲柄角度关闭。
在具有每一涡轮单元效率为70％的涡轮单元的情况，对过量空气系数在2.1和2.3之间，进气阀最好在下止点前20曲柄角度左右关闭，即下止点前约30-10曲柄角度；和下止点前30曲柄角度左右关闭，即下止点前约40-20曲柄角度。
以上说明的实施例，其中进气阀的早期关闭使气体容积效率下降到85％以下。在某工作状况下，气体容积效率低至48％达到最佳内燃机的热效率。
根据以上论述可见，当进气阀的关闭提前，NOx形成物下降。在附图8到10中，NOx形成物表示为进气阀关闭时间的函数。这也使热效率增加，因为需要较少的废气后处理，该废气后处理本身对内燃机造成负荷。
根据一个实施例，对燃烧室的空气和燃油供给可调整，来使过量空气系数λ大于1.9。通过采用比通常更大的过量空气，内燃机的热效率增加，同时在保持NOx形成物的情况下积碳排放下降。
根据本发明的优选变化例，通过在下止点前关闭进气阀来使气体容积效率下降。这样，当进气阀关闭而活塞从下止点位置移动时，燃烧室中的空气膨胀，使气体容积效率下降。该膨胀使燃烧室中的空气因此冷却。该冷却空气反过来有助于降低燃烧形成NOx量。此外，内燃机冷却系统上的热负荷下降，这使冷却损失减少并增加了发动机的热效率。
根据本发明的一个实施例，采用产生低气体容积效率的固定凸轮。固定凸轮即一机械控制的开启和关闭装置，其中开启和关闭时间不能改变。根据本发明实施例的一种变化，在下止点前关闭进气阀来实现理想气体容积效率。这样的发动机适于固定安装，其中该发动机在一工作点以良好的效率被驱动。
最好这样改变进气阀的关闭时间，使关闭时间随着发动机负荷和速度增加而提前。如何改变关闭时间的一个例子在附图11中表示出来。在该说明性的实施例中，在所有工作点的最早可能关闭在发动机速度为1500r.p.m时被实现。该关闭点被设在520曲柄角度。通常，该关闭点被设在596曲柄角度。在发动机速度为1250r.p.m时，520曲柄角度的关闭点被用于全负荷和相当于75％的全负荷的部分负荷。对相当于50％的全负荷的部分负荷，550曲柄角度的关闭点被采用；对相当于25％的全负荷的部分负荷，596曲柄角度的关闭点被采用。在发动机速度为1000r.p.m时，540曲柄角度的关闭点被用于全负荷。对相当于75％的全负荷的部分负荷，550曲柄角度的关闭点被采用。对相当于50％和25％的全负荷的部分负荷，596曲柄角度的关闭点被采用。根据该实施例，改变关闭点来确保，在不同的工作条件下，内燃机燃烧室被供以适合的空气量。增压系统能够更自由地被控制，来确保增压系统在其具有较好效率的工作条件下运行。在较低的发动机负荷和速度下进气阀保持一更长的开启时间，意味着在该工作范围中获得非常好的瞬时反应。在本申请中，关闭点被这样设定，使四冲程内燃机中与进气阶段进气阀开启有关联的上止点位于360°。随后的下止点位于540°。
根据以上的论述，内燃机最好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种变化，该涡轮系统的低压涡轮和高压涡轮具有大于60％的涡轮图效率ηturbo。对涡轮图效率ηturbo，ηturbo＝ηcompressor·ηturbine·ηmechanical，这里ηcompressor是压气机级效率，ηturbine是涡轮效率，ηmechanical是涡轮和压气机之间的传动效率。涡轮级和压气机级的各自效率从图表中导出，所述图表通过用部件上的非脉冲流进行测试或者计算所产生。涡轮图效率表示当装置被驱动时对工作点从图表中导出的涡轮级效率值和压气机级效率值相乘，再乘以相应的机械效率而得到的效率。
在第二种变化中，该涡轮图效率大于65％。在第三种变化中，该涡轮图效率大于70％。具有约70％涡轮图效率的涡轮系统在附图12-15中论述。该涡轮系统包括具有中间冷却的低压涡轮和高压涡轮。计算表明，对于涡轮图效率上升一个百分点，快速燃烧和进气阀关闭时间的变化使内燃机的热效率上升0.15个百分点。当采用一通常的控制的发动机，对于涡轮图效率上升一个百分点，热效率仅上升0.05个百分点。在历史上最近25年对提高热效率的该较低贡献，意味着单级涡轮机的压气机部分仅提高几个百分点。在市场上可获的卡车用涡轮压气机，其效率从1977年的77％提高到2000年的79％。相当简单，进一步的效率提高并不值得去做。在联系附图12-15所述的新涡轮单元中，低压压气机和高压压气机的效率约为83％。
为了进一步提高热效率，排气管、涡轮壳和排气歧管，即，由废气直接加热的所有部件都具有隔热涂层。这使传递给排气管的热量减少，使大部分能量回收到增压系统。
从进一步提高热效率的角度，在燃烧中，给燃烧室的空气和燃料供给被调节以便使气缸的最大压力大于8*BMEP bar。在一优选实施例中，给燃烧室的空气和燃料供给被调节以便使气缸的最大压力大于9*BMEP bar，在进一步的变化中给燃烧室的空气和燃料供给被调整以便使气缸的最大压力大于10*BMEP bar。
本发明可通过多个实施例和变形的组合进行改变。
本发明还与采用上述规则的内燃机。本发明表示根据权利要求23特征部分的内燃机。
本发明的实施例在从属权利要求22-44中表示。
附图说明
本发明一个实施例将结合附图随后论述：
图1表示了作为曲轴转角函数的喷射器中针阀升程的曲线图，
图2a到2d是许多操作情况下作为曲轴转角函数的针阀升程的曲线图，
图3表示对于一组平均活塞速度作为内燃机BMEP的函数的比喷射时间，
图4表示在起始点和喷射过程中热效率的相关性，
图5表示作为发动机负荷的函数的最佳气体容积效率，
图6表示作为涡轮单元过量空气系数λ的函数的热效率，该涡轮单元的涡轮图效率为每级50％，
图7表示作为涡轮单元过量空气系数λ的函数的热效率，该涡轮单元的涡轮图效率为每级70％，图8表示作为发动机进气阀关闭时间的函数的热效率，该发动机装有通用的两级增压系统，
图9表示作为发动机进气阀关闭时间的函数的热效率，该发动机装有两级增压系统，其增加的涡轮图效率达大约65％，
图10表示作为发动机进气阀关闭时间的函数的热效率，该发动机装有两级增压系统，其增加的涡轮图效率达大约70％，
图11表示进气阀关闭时间如何变化的一个例子，
图12表示装有两级增压系统的内燃机图解，
图13表示经过形成增压系统的两个增压级的纵向剖面，
图14表示增压系统采用的压气机轮的局部剖面图，
图15表示高压涡轮的涡轮机叶轮的平面图，
图16表示受控制来获得高热效率的内燃机的图解。
具体实施方式
附图16用示意图表示受控制来获得良好热效率的内燃机。内燃机51是活塞式发动机，其包括一组燃烧室，每一个由一气缸52形成，在每一气缸中可滑动布置一活塞53，该活塞通过连杆55与曲轴54相连。燃烧室安装有一喷射装置56，其将燃料直接喷入所述燃烧室。对于内燃机在平均活塞速度大于6米/秒并且发动机负荷大于6bar BMEP的工作范围内，该喷射装置提供小于0.12曲柄角度(bar x m/s)的比喷射时间。
为此，该喷射装置包括一喷射嘴，允许小于0.12曲柄角度/(bar xm/s)的比喷射时间。对于一排量为2升/气缸的内燃机，最好采用相对于通常喷射器而具有更多孔区域的喷射器。此外理想的是，调节喷射装置，使以米/秒计量的喷射速度保持在近似相同于通常喷射器。对于一排量为2升/气缸的发动机，该喷射器的流动系数大于2/5升/分钟。对于具有快的喷射时间的喷射装置的构造，可参考US5302745和US6349706，其论述可与本文件结合。用于实现理想比喷射时间的喷射器凸轮和喷嘴结构，对于本领域熟练技术的人员是熟悉。
每一气缸52安装有至少一进气阀57和排气阀58。这些阀最好能够这样布置，使内燃机能够在上述较低的气体容积效率下工作。为此，进气阀和/或排气阀安装有固定的凸轮，其在固定的工作状态下具有最佳的低气体容积效率。当发动机用于恒定载荷的设备时，该情况是可能的。当发动机用于可变载荷的设备时，最好采用阀动器59、60，其用于调节进气阀和/或排气阀的开闭。调节气体交换阀的开闭前面已经公开。US6257190、US6053134、US5537961、US5103779中给出了实现阀开启和/或关闭变化的装置例子，其论述与本文件结合。
一控制单元61被用于进气阀57和排气阀58开启点和/或关闭点的分别调节。该控制单元61与各个阀动器59、60连接，来调节开启和关闭时间。该控制单元包括第一表达，其中理想气体容积效率作为发动机负荷和平均活塞速度的函数而表示。该表达可构造成矩阵形式，并表示为类似于附图5的图表。矩阵中的测量值是基于台架试验，其中最佳气体容积效率用于获得最大热效率，同时满足通行的排放要求。该矩阵被储存于数据库62中，其中理想气体容积效率η通过通过输入数据给出，该输入数据以发动机速度n和发动机负荷形式，例如用BMEP表示。发动机速度信息可以公知的方式获得，例如通过感应采集，其检测固定于曲轴的大齿轮的嵌齿的通过。发动机负荷信息可以获得，例如从与喷射燃料量相关的数据，或通过扭矩传感器的直接测量。这也是关于理想过量空气系数λ的信息，或当内燃机装有废气再循环系统时，是关于理想等效过量空气系数。理想等效过量空气系数表示特定质量的空气及气缸中再循环的废气与理论配比燃烧的空气质量之比。该信息被储存于表示框13中，该表示框关于作为发动机负荷和速度的函数的理想空气过量。从理想气体容积效率的信息，或当采用废气再循环系统时，从理想等效过量空气系数的信息，气体交换阀59、60的打开时间和关闭时间将在第三表示框64中产生。根据本发明一个实施例，表示框62-64可被简化为一简单的表示，其中进气阀的闭合时间表示为发动机负荷和速度的函数。该表示的一个例子见附图11。
根据本发明一个实施例，增压系统被采用，其将随后详细论述。该增压系统首先用于排量为大约6到20升之间的柴油发动机，最好用于重型车例如卡车、公共汽车和建筑机械。该增压系统比通用的系统提供相当大更有效的增压。该增压是中间冷却的两串联的径向式压气机以两个级实现的。第一压气机级指低压压气机，由轴流式低压涡轮驱动。第二压气机级，高压压气机，由一径流式高压涡轮驱动。
附图12表示一具有六气缸11的发动机缸体10，其通过一进气歧管12和两个分开的排气歧管13、14的常规方式来连通。这两个排气歧管中每一个都接收三个发动机气缸的废气。废气被通过分开的管15、16导入到高压涡轮单元18的一涡轮17，高压涡轮单元18包括一与涡轮17安装于同一轴上的一压气机19。
该废气通过一管20被向前导入到一低压涡轮单元22的一涡轮21，低压涡轮单元包括一与涡轮21安装于同一轴上的一压气机23。该废气最终通过一管24被向前导入到发动机排气系统，排气系统包括废气后处理装置。
滤清的进气通过管25被导入发动机，并导入低压涡轮单元22的压气机23。管26将进气向前通过第一中冷器27导入到高压涡轮单元18的压气机19。在这个带有中间冷却的两级增压后，进气向前通过管28导入到第二中冷器29，随后进气通过管30到达进气歧管12。
根据本实施例的涡轮增压系统在附图13中详述，其表示了双蜗管入口15、16通到高压涡轮17，其每一个蜗管入口通过进口导轨17a为一半涡轮提供气流。该高压涡轮17为径流型，其通过短的中间导管20与低压涡轮21相连，由于低压涡轮为轴流式，中间导管是有用的。该短流体通道使涡流级的压力损失最小。
该高压涡轮17与高压压气机19一起安装于轴31上。该低压涡轮21相应地与低压压气机23一起安装于轴32上。这两个涡轮单元18、22大体朝向沿相同的纵轴方向。该中间导管20安装有密封件33，其通过在轴向和径向作一些移动来防止安装张力和泄漏，这可吸收热应力和装置的某些缺失。
该轴流式低压涡轮具有进口导轨34，其为了最大效率用于使接近于涡轮的中心部分的工作最优化(具有导轨的所谓“复合倾斜”结构，其中剖面的重心沿一曲线布置，这是为了这样分布在涡轮级的工作以致朝着涡轮叶片中心被最优化，从而边缘效应和损失最小)。该低压压气机为径向式并带有大后掠角的叶片，如随后在附图14中详述的。该高压压气机19同样为径向式并其叶片有利地以低压压气机23中的相应方式向后倾斜(后掠)。
如附图14所示，叶片35沿根部截面和顶端截面之间的中心线在出口切向的假想延长线与连接压气机叶轮中心轴到叶片的外端点的一条线36(用点划线表示)之间的叶片角βb2至少约为40度，适宜的为至少约为45-55度。市场上可得的涡轮压气机的叶片角βb2在约25和35度之间。根据本实施例的涡轮增压系统的测试表明，将叶片角增大到至少约40度是有利的。叶片角增大的效果主要在于对于给定压力比相关的涡轮的压气机叶轮以较高速度旋转。速度的增大意味着涡轮机叶轮直径和质量惯性矩能够降低。作为一副效应，发动机的瞬时反应提高了，因为质量惯性矩的降低意味着涡轮机叶轮能够更易于加速到其有效速度范围。此外，压气机效率增大，其中由于叶片的沿受压面和吸入面气流的速度差降低，导致较少的二次流动和较低的损失，并且由于转子出口的流速降低，导致随后扩压件损失的降低。
两个压气机各自的压气机叶轮下游都具有导轨，以便最优化压力的建立。该扩压件是有利的LSA(低稠度翼面)型，表示扩压件具有空气动力学构造的叶片，其长度与叶片间距之比为0.75和1.5之间。
一出口扩压件37位于低压涡轮21之后来恢复离开涡轮的动压力。该扩压件展开通向废气收集器38，该废气收集器将废气向外导入排气管24。该扩压件被设计为环状管，具有轴向进口和几乎是径向的出口。该扩压件的外管由一法兰37a封闭，以防止流出的气流被随后收集器的再循环气体扰乱。该法兰37a可非对称布置，以减少收集器的尺寸。该法兰恰在废气收集器38出口的前部具有其最大径向高度，在直径相对侧具有最小径向高度。
如附图15所示的驱动高压压气机19的高压涡轮17为径流式的，具有涡轮机叶轮，该涡轮机叶轮通过较小的直径来实现用于相对较高的速度的旋转。这就可能避免采用在该型涡轮现有技术中常用的涡轮机叶轮轮毂40的各种凹进部分39(所谓“加工成扇形缺口”)。在附图15中，这些凹进部分39用虚线表示，只是为了说明现有技术。消除了这些凹进部分，涡轮机叶轮能够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进口导轨，用于最优化叶轮上的流动。该包括径流型高压和轴流式低压涡轮的装置，使涡轮级之间的流动损失通过一短中间管最小化。该高压涡轮具有一双涡管入口，来最大限度利用柴油机废气能量。然而，在不同的实施例中，也可用传统的进口，具有一个、两个或多个进口。
为了产生对排量为6到20升柴油机适合的压力，大约4到6巴的绝对压力，每一压气机仅需要进口压力2-2.5倍的压力增加，因此被最优化为低于通常单级压气机的压力比。
上述涡轮增压系统适合用于一具有所谓米勒功能的四冲程柴油机，表示一些有效的压缩转移到气缸外的涡轮压气机，随后在中冷器中冷却，因此空气温度下降，这会在气缸中产生更有效的热力学过程和较低的废气排放，例如氮氧化物(NOx)。
该涡轮增压系统还能够用于具有“长路径EGR”型废气再循环系统，也就是，其中废气能在低压涡轮21出口之后被移动并在低压压气机进口之间被在循环到发动机的进口侧。
为了降低内燃机排放，内燃机可安装废气排放的催化还原装置，可与再循环系统结合使用。现有技术关于氮氧化物的选择性催化还原装置的一个例子在文件US6063350中给出，其论述与本申请结合。
该内燃机还可安装微粒滤清器，来降低积碳排放。能够和根据本发明具有发动机控制装置的发动机结合使用微粒滤清器的一个例子在文件US4902487中给出，其论述与本申请结合。
本发明并不被限制于上述实施例，但能够在以下的权利要求范围内自由修改。

Claims (46)

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)和可滑动布置在每一气缸中的活塞(53)构成的燃烧室，其中该活塞(53)与曲轴(54)相连，以及喷射装置(56)，其设计为将燃料直接喷入所述燃烧室，其特征在于在内燃机负荷大于7barBMEP的工作范围内，从所述喷射装置的燃油喷射具有小于0.12曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
2.如权利要求1所述的方法，其特征在于在内燃机的发动机负荷大于7bar BMEP的工作范围内，从所述喷射装置(56)的燃油喷射具有小于0.10曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
3.如权利要求1所述的方法，其特征在于在内燃机的发动机负荷大于12bar BMEP的工作范围内，从所述喷射装置(56)的燃油喷射具有小于0.095曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
4.如权利要求1，2或3所述的方法，其特征在于在内燃机平均活塞速度大于6米/秒工作范围内，从所述喷射装置(56)的燃油喷射具有小于0.095曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
5.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于在内燃机的发动机负荷大于18bar BMEP的工作范围内，从所述喷射装置(56)的燃油喷射具有小于0.09曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
6.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于所述燃烧室由增压系统来供气，该增压系统包括低压涡轮(22)，置于所述低压涡轮下游的第二高压涡轮(18)，和置于所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)之间的中冷器(27)。
7.如权利要求6所述的方法，其特征在于所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)均具有高于60％的最大涡轮图效率。
8.如权利要求6所述的方法，其特征在于所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)均具有高于65％的最大涡轮图效率。
9.如权利要求6所述的方法，其特征在于所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)均具有高于70％的最大涡轮图效率。
10.如上述权利要求6-9之一所述的方法，其特征在于安装于所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被控制，以提供低于85％的气体容积效率。
11.如上述权利要求6-9之一所述的方法，其特征在于安装于所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被控制，使气体容积效率根据发动机的工作状况在45％和85％间变化。
12.如权利要求1所述的方法，其特征在于在内燃机平均活塞速度大于6米/秒和发动机负荷大于15bar BMEP的工作范围内，气体交换阀(57，58)的控制机构用于提供至少一个第一工作范围，其中所述第一工作范围中的气体容积效率小于70％。
13.如上述权利要求6-12之一所述的方法，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)的关闭根据内燃机的工作状况变化。
14.如上述权利要求6-13之一所述的方法，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)在提供内燃机最大气体容积效率的关闭时间前或后关闭。
15.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于在发动机负荷为18-30bar BMEP的范围内，向所述燃烧室的空气和燃油供应被调节以提供等效过量空气系数在1.7-2.05范围内。
16.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于燃油供应开始于上止点前0到10度，最好在2.5和7.5曲柄角度之间。
17.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于喷射装置的最大喷射压力大于1600bar。
18.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于最高针阀开启压力NOP与最大喷射压力maxIP的比大于0.7，即NOP/maxIP＞0.7。
19.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于在所述燃烧室内燃烧过程中产生的废气通过至少部分隔热的排气管。
20.如上述权利要求之一所述的方法，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整使燃烧中最大气缸压力大于8*BMEP。
21.如权利要求20所述的方法，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整使燃烧中最大气缸压力大于9*BMEP。
22.如权利要求21所述的方法，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整使燃烧中最大气缸压力大于10*BMEP。
23.一种柴油活塞式发动机，包括至少一个由气缸(52)和可滑动布置在每一气缸中的活塞(53)构成的燃烧室，其中该活塞(53)与曲轴(54)相连，以及喷射装置(56)，其设计为将燃料直接喷入所述燃烧室，其特征在于所述喷射装置(56)被设计为，在内燃机的发动机负荷大于7bar BMEP的工作范围内，具有小于0.12曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
24.如权利要求23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，在内燃机的发动机负荷大于7bar BMEP的工作范围内，具有小于0.10曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
25.如权利要求23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，在内燃机的发动机负荷大于12bar BMEP的工作范围内，具有小于0.095曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
26.如权利要求23或25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，在内燃机平均活塞速度大于6米/秒的工作范围内，具有小于0.095曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
27.如上述权利要求23-26之一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，在内燃机的发动机负荷大于18barBMEP的工作范围内，具有小于0.09曲柄角度/(bar×m/s)的比喷射时间。
28.如上述权利要求23-27之一所述的活塞式发动机，其特征在于所述燃烧室经由涡轮系统来供气，该涡轮系统包括低压涡轮(22)，置于所述低压涡轮下游的第二高压涡轮(18)，和置于所述低压涡轮(22)和高压涡轮(18)之间的中冷器(27)。
29.如权利要求28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)均具有高于60％的最大涡轮图效率。
30.如权利要求28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)均具有高于65％的最大涡轮图效率。
31.如权利要求28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)均具有高于70％的最大涡轮图效率。
32.如上述权利要求28-31之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被设计为，受控制以便提供低于85％的气体容积效率。
33.如上述权利要求28-32之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的气体交换阀(57，58)被设计为，受控制以便使气体容积效率根据发动机的工作状况在45％和85％间变化。
34.如上述权利要求33所述的活塞式发动机，其特征在于在内燃机平均活塞速度大于6米/秒和发动机负荷大于15bar BMEP的工作范围内，气体交换阀(57，58)的控制机构用于提供至少一个第一工作范围，其中所述第一工作范围中的气体容积效率小于70％。
35.如上述权利要求33-34之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)的关闭时间被设计为根据内燃机的工作状况变化。
36.如上述权利要求28-35之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)被设计为对于内燃机产生最大气体容积效率的关闭时间前或后关闭。
37.如上述权利要求28-36之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)设计为在下止点前关闭。
38.如上述权利要求28-37之一所述的活塞式发动机，其特征在于安装于所述燃烧室的进气阀(57)的关闭根据内燃机的工作状况变化。
39.如上述权利要求23-38之一所述的活塞式发动机，其特征在于在发动机负荷为18-30bar BMEP的范围内，向所述燃烧室的空气和燃油供应被调节为提供在1.7-2.05范围内的等效过量空气系数。
40.如上述权利要求23-39之一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，燃油供应开始于上止点前0到10度，最好在2.5和7.5曲柄角度之间。
41.如上述权利要求23-40之一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。
42.如上述权利要求23-41之一所述的活塞式发动机，其特征在于喷射装置(56)被设计为，使针阀开启压力NOP与最大喷射压力maxIP的比大于0.7，即NOP/maxIP＞0.7。
43.如上述权利要求23-42之一所述的活塞式发动机，其特征在于至少部分隔热的排气管与安装于所述燃烧室的排气口相连接。
44.如上述权利要求23-43之一所述的活塞式发动机，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整以便使燃烧中最大气缸压力大于8*BMEP。
45.如上述权利要求44所述的活塞式发动机，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整以便使燃烧中最大气缸压力大于9*BMEP。
46.如上述权利要求23-45之一所述的活塞式发动机，其特征在于向所述燃烧室的空气和燃料供应被调整以便使燃烧中最大气缸压力大于10*BMEP。
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