CS207322B2

CS207322B2 - Arrangement of the multicylinder ignition engine

Info

Publication number: CS207322B2
Application number: CS733776A
Authority: CS
Inventors: Yves Baguelin
Original assignee: Saviem
Priority date: 1972-05-24
Filing date: 1973-05-24
Publication date: 1981-07-31
Also published as: US3902472A; IT996569B; DE2325060A1; SE401238B; GB1425609A; JPS4943039A

Abstract

1425609 Internal combustion engines: fuel injection pumps SOC ANON DE VEHICULES INDUSTRIELS ET D'EQUIPEMENTS MECANIQUES 22 May 1973 [24 May 1972 15 Nov 1972 24336/73 Heading F1A and F1B Starting of an I.C. diesel engine is facilitated by rendering some cylinders more suitable for stating the engine, e.g. by having a smaller unswept volume to increase the compression ratio, and the others more suitable for running the engine under full power. In the six-cylinder engine shown, two cylinders, 3 and 4, act as starting cylinders. The unswept volume is decreased by reducing a chamber (10 4 ), Fig. 2A (not shown), in the top of the piston or, Fig. 2B (not shown), by reducing an injection chamber (8 4 ) in the cylinder head. Also, the inlet closure delay of the starting cylinders is reduced to 16 degrees of crank angle as compared to the 45 degrees for the power cylinders. The fuel supply to the starting cylinders is less than to the power cylinders. This may be effected by setting the starting cylinder injection pumps, e.g. 12D, to deliver less fuel than the power cylinder pumps e.g. 12P. The quantity of fuel in the delivery lines is determined by limit return valves 23D, Fig. 3, which allow a quantity of fuel represented by 24D to return to the pump during a subsequent part of the pump cycle. With an in-line injection pump the quantity of fuel delivered by each plunger may be determined by the setting of the plungers 13P, 13D relative to the rack or by modifying the upper profile of the piston. The injection lead may be changed by altering the rotational position of the cams 14D. When the pump is of the rotary type Fig. 8 (not shown) the distribution passages may be staggered to alter the injection lead. In Fig. 6 (not shown) a V-8 cylinder engine has two starting cylinders under a common cylinder head and, Fig. 7 (not shown) a flat 12 cylinder engine has three starting cylinders. In another arrangement, Fig. 10 (not shown) oriface plates restrict the air-flow into the starting cylinders.

Description

Předmětem předloženého vynálezu je uspořádání víceválcového vznětového motoru bez přeplňování nebo přeplňovaného.It is an object of the present invention to provide a multi-cylinder diesel engine without supercharging or supercharging.

Je známo, že u Dieselová motoru musí být kompresní poměr vysoký, pro zajištění vznícení paliva při spouštění motoru za studená. Při normálním chodu motoru, když chladicí kapalina dosáhla stálou teplotu T°, je z hlediska účinnosti a trvanlivosti motoru příznivý nižší kompresní poměr. Snížení kompresního poměru vede ke snížení maximálního tlaku při pracovním cyklu, což vede ke snížení mechanických namáhání a třecích sil, zejména v případě přeplňovaných motorů.It is known that in a Diesel engine, the compression ratio must be high to ensure that the fuel ignites when the engine starts cold. Under normal engine operation, when the coolant has reached a constant T ° temperature, a lower compression ratio is favorable for engine efficiency and durability. Reducing the compression ratio results in a reduction of the maximum pressure during the duty cycle, which leads to a reduction in mechanical stresses and frictional forces, especially in the case of turbocharged engines.

Z toho důvodu se obvykle užívá středního kompresního poměru, který je kompromisem, mezi snadným spouštěním motoru a mezi snížením maximálního tlaku pracovního cyklu ve válci.For this reason, a moderate compression ratio, which is a compromise, is usually used between the easy starting of the engine and the reduction of the maximum working cycle pressure in the cylinder.

Pro odstranění tohoto nesnadného kompromisu byly navrženy motory, u nichž válec nebo válce mají proměnnou kompresi, kterou lze získat změnou neúplně využitého kompresního prostoru, v dalším mrtvém prostoru. Posunutí zátky vstřikovací komůrky nebo změny vzdálenosti mezi čelem pístu a hlavou pístu, umožňují vytvořit pro spouštění motoru zvýšení kompresní poměr, například přibližně 20, a snížení toho2 to poměru postupně na minimum, například na hodnotu poněkud vyšší než 10. Tyto motory, které lze pružně seřizovat, jsou někdy nespolehlivé a jejich pořizovací náklady nejsou zanedbatelné.To overcome this difficult compromise, engines have been proposed in which the cylinder or cylinders have variable compression, which can be obtained by changing the incompletely used compression space in another dead space. Moving the injection plug or varying the distance between the piston face and the piston head allows for an increase in the compression ratio, for example about 20, for starting the engine, and decreasing the ratio gradually to a minimum, for example somewhat higher than 10. are sometimes unreliable and their purchase costs are not negligible.

Stejného kompromisu lze dosáhnout volbou zpoždění uzavření sacího ventilu.The same compromise can be achieved by selecting the delay of the suction valve closure.

Je známo, že sací ventil se uzavírá několik desítek stupňů za dolní úvratí při kompresním zdvihu pístu. To umožňuje optimální přívod vzduchu do válců při vysokých otáčkách motoru, při nichž se zřetelem na setrvačnost proudu nasávaného vzduchu, se zvyšuje časové překrývání plnění válce, bez zřetele na zpětný pohyb pístu. Avšak při nízkých otáčkách motoru je dynamický účinek proudu nasávaného vzduchu slabý, takže zpoždění zavírání sacího ventilu je neúčinné, nebo dokonce škodlivé. Ve skutečnosti se vzduch tlačí zpět do sání a skutečný kompresní poměr válce se sníží o hodnotu, vázanou na ztrátu komprese mezi dolní úvratí a mezi zpožděním ' uzavření sacího ventilu, což nepříznivě ovlivní snadnost spouštění motoru, tkerá je vázána na velikost komprese.It is known that the intake valve closes several tens of degrees beyond the bottom dead center during the compression stroke of the piston. This allows optimum air supply to the cylinders at high engine speeds, in which, due to the inertia of the intake air flow, the overlap time of the cylinder filling increases, regardless of the piston's return movement. However, at low engine speed, the dynamic effect of the intake air flow is weak, so that the delay of the suction valve closing is ineffective or even harmful. In fact, the air is forced back into the intake and the actual compression ratio of the cylinder is reduced by the value associated with the loss of compression between the dead center and between the inlet valve closing delay, which adversely affects the ease of starting the engine, which is related to compression.

Pro ulehčení spouštění se užívá .malého zpoždění zavírání sacího ventilu, které přitom stačí pro plnění motoru při jeho maximálních otáčkách. Zlepšení spouštění, kte207322 ré vyžaduje nulové zpoždění zavírání sacího ventilu, je v rozporu s vysokým výkonem motoru, ' vázaným na přívod vzduchu při jeho vysokých otáčkách. Za tím účelem byly navrženy měnitelné rozvody, zejména dynamická zařízení, u . nichž zpoždění uzavírání sání se plynule zvětšuje při zvyšování otáček motoru. I v tomto případě brání vysoká pořizovací cena a choulostivost regulace těchto zařízení jejich rozvoji.A small delay of the suction valve closure is used to facilitate starting, which is sufficient to fill the engine at its maximum speed. Improving the start-up, which requires zero delay in closing the intake valve, contradicts the high power of the engine coupled to the air supply at its high speed. For this purpose, variable distributions, in particular dynamic devices, have been proposed. whose delay in closing the intake increases steadily as the engine speed increases. In this case too, the high purchase price and the sensitivity of regulating these devices hinder their development.

Úkolem vynálezu je návrh zařízení, které by dovolovalo spouštění motoru při vysokém kompresním poměru a chod - -při vy-| sokem zatížení motoru při nižším kompresním poměru, které by odstranilo nevýhody známých řešení, bylo provozně spolehlivé a pokud jde o pořizovací náklady nepříliš nákladné.SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a device which allows the engine to be started at a high compression ratio and to run at a high speed. Due to the high load ratio at a lower compression ratio, which would eliminate the disadvantages of the known solutions, it was operationally reliable and not very expensive in terms of cost.

Výše uvedené nedostatky odstraňuje uspořádání víceválcového vznětového Dieselová motoru bez přeplňování nebo přeplňovaného pro start při vysokém kompresním poměru a chod při maximálním zatížení při středním kompresním poměru, podle vynálezu, jehož podstata spočívá v tom, že z celkového počtu válců -motoru jsou vyčleněny spouštěcí válce, opatřené prostředky pro usnadněné -spouštění a hnací válce -opatřené prostředky k usnadnění chodu -motoru při plném· zatížení.The above-mentioned drawbacks are eliminated by the supercharged or turbocharged multi-cylinder diesel engine arrangement for high compression ratio start and maximum load operation at medium compression ratio, according to the invention, which consists in that starter cylinders are excluded from the total number of engine cylinders, provided with means for facilitating-lowering and driving rollers -with means for facilitating operation of the motor under full load.

Dále podle vynálezu poměr počtu spouštěcích válců k počtu hnacích válců leží v mezích 1/3 až 1/4 celkového počtu válců motoru.Further, according to the invention, the ratio of the number of starter cylinders to the number of drive cylinders lies within the range of 1/3 to 1/4 of the total number of engine cylinders.

Rovněž -podle vynálezu spouštěcí válcemají kompresní -poměr vyšší než 1 : 20.Also, according to the invention, the lowering rollers have a compression ratio greater than 1:20.

Podle dalšího význaku vynálezu hnací válce mají kompresní poměr například 1:13, odpovídající maximální účinnosti motoru.According to another feature of the invention, the drive rollers have a compression ratio of, for example, 1:13, corresponding to the maximum efficiency of the engine.

Podle ještě dalšího význaku - vynálezu prostředky pro usnadnění spouštění -spouštěcích válců jsou tvořeny vačkami pro -ovládání jejich sacích ventilů s tvarem vačkové dráhy nebo naklínováním vačky pro - - zajištění dřívějšího uzavírání sacích ventilů spouštěcích válců vůči této hodnotě, zajišťující optimální plnění hnacích válců.According to yet another feature of the invention, the means for facilitating the lowering of the actuating cylinders is formed by cams for actuating their intake valves with a cam track shape or by cam camming to ensure earlier closing of the intake valves of the actuating cylinders against this value, ensuring optimum filling of the drive cylinders.

Dalším význakem vynálezu je, že prostředky pro usnadněné spouštění - jsou tvořeny vstřikovacím ústrojím spouštěcích válců řadovým nebo rotačním, s -odlišnou konstrukcí nebo -seřízením od prostředků pro usnadněný chod -motoru, tvořených vstřikovacím ústrojím hnacích válců, přičemž -obojí vstřikovací ústrojí je upraveno v jednom - celku.It is a further feature of the invention that the means for facilitating lowering consists of an in-line or rotary injection-molding device of an in-line or rotary design with a different design or adjustment from the means for facilitating operation of an engine. one - the whole.

Ještě dalším význakem vynálezu je, že řadové vstřikovací čerpadlo má písty, přiřazené -spouštěcím válcům, -opatřené náběžnou plochou -odlišnou o - hodnotu „delta“ od náběžné plochy pístů přiřazených hnacím válcům pro zajištění -maximálního množství paliva vstřikovaného v jednom cyklu do spouštěcích válců, menšího než je maximální množství paliva vstřikovaného do hnacích válců.Yet another feature of the invention is that the in-line injection pump has pistons associated with the starter cylinders, provided with a leading surface different from the delta value from the leading surface of the pistons assigned to the driving cylinders to provide the maximum amount of fuel injected per cycle into the starter cylinders. less than the maximum amount of fuel injected into the drive rollers.

Dále podle vynálezu- vstřikovací čerpadlo spouštěcích válců je opařeno vstřikovacími •trubkami, v nichž jsou upraveny zpětné ventily -s velkým průtočným množstvím a vstřikovací čerpadlo - hnacích válců je -opatřeno vstřikovacími trubkami, v nichž jsou upraveny zpětné ventily -s malým průtočným množstvím.Further, according to the invention, the injection pump of the starter rollers is scalded with injection tubes in which the non-return valves are provided with a large flow rate and the injection pump of the drive cylinders is provided with injection tubes in which the return valves are provided with a low flow rate.

Rovněž -podle vynálezu zařízení a průměry palivových vstřikovacích trysek spouštěcích válců jsou odlišné od seřízení a průměrů palivových vstřikovacích trysek hnacích válců.Also, according to the invention, the devices and diameters of the fuel injection nozzles of the starter cylinders are different from the adjustment and diameters of the fuel injection nozzles of the drive cylinders.

Podle ještě dalšího význaku - vynálezu spouštěcí válce mají -počáteční předstih menší o hodnotu „alfa“ oproti předstihu hnacích válců.According to yet another feature of the invention, the starter rollers have an initial advance less by an "alpha" value than that of the drive rollers.

Dalším význakem vynálezu je, že -odlišnost hodnoty předstihu -spouštěcích válců o úhlovou hodnotu „alfa“ oproti předstihu hnacích válců u řadového vstřikovacího čerpadla, jehož vačkové profily jsou shodné a jehož vačky vstřikovacích pístů spouštěcích válců se liší o stejnou úhlovou hodnotu „alfa“ pro -snížení -předstihu vůči vačkám pístů hnacích válců.It is a further feature of the invention that the difference in the lead-in value of the starter rollers by an angular value of "alpha" versus the lead-in of the drive cylinders of an in-line injection pump whose cam profiles are identical and whose cams of the -dimensioning-advance relative to the cams of the drive cylinder pistons.

Ještě podle vynálezu u rotačního čerpadla jsou vstřikovací trubky ' -spouštěcích válců přestaveny ve smyslu otáčení o úhel „alfa“ oproti nastavení úhlu „beta“ vstřikovacích trubek hnacích válců.According to the invention, in the case of a rotary pump, the injector tubes of the start-up rollers are adjusted in terms of rotation by an angle "alpha" relative to the angle adjustment "beta" of the injection tubes of the drive rollers.

Podle ještě dalšího význaku vynálezu délka a průměr vstřikovacích trubek spouštěcích válců - jsou odlišné od délky a průměru vstřikovacích trubek napájejících hnací válce.According to yet another feature of the invention, the length and diameter of the injection tube injection cylinders are different from the length and diameter of the injection tubes feeding the drive rollers.

Konečně podle vynálezu prostředky pro usnadnění chodu hnacích válců a usnadnění spouštění spouštěcích válců jsou tvořeny škrticím ústrojím opatřeným kalibrovanými -otvory, umístěnými v sacích trubkách spouštěcích válců - -pro škrcení -množství vzduchu při vysokých -otáčkách -motoru.Finally, according to the invention, the means for facilitating the operation of the drive rollers and facilitating the lowering of the starter rollers are constituted by a throttle device provided with calibrated holes located in the suction tubes of the starter rollers to throttle a lot of air at high engine speeds.

Volba spouštěcích válců -se řídí řadou hledisek, například pravidelností -časování zapalování - zvoleného počtu válců -skupiny spouštěcích válců, jejich umístění vzhledem k -mechanickým význakům motoru, například torsním vibracím klikového hřídele, tuhosti jeho uložení, například uprostřed nebo - na koncích klikového hřídele, dále s ohledem na -uspořádání -sacího - -a výfukového potrubí a jejich možného uspořádání pod společnou hlavou, za účelem soustředění pomocných spouštěcích prostředků, anebo snazšího provedení změn na jedné hlavě, týkajících se měnění stupně komprese.The choice of starter cylinders is governed by a number of aspects such as regularity -the ignition timing of the selected number of cylinders -the group of starter cylinders, their location due to -mechanical features of the engine such as torsional crankshaft vibration, stiffness of its bearings further with respect to the arrangement of the intake manifold and their possible arrangement under a common head, in order to concentrate the auxiliary triggering means, or to facilitate making changes to one head on changing the degree of compression.

Rovněž řízení množství vzduchu -přiváděného spouštěcím a hnacím válcům při spouštění - nebo pravidelném chodu motoru, umožňuje přívodem většího- množství vzduchu k hnacím válcům zvýšit výkon motoru při plných otáčkách bez -ovlivnění spouštěcích podmínek proto, že řídicí prostředky přiváděného množství vzduchu - do -spouštěcích válců, nebrání průchodu vzduchu při jeho malých rychlostech při spouštění, - kdy vyvolávají jen malý úbytek tlaku, vyvolávají však úměrně jeho -větší úbytek při -plném zatížení motoru s výsledkem zvýšení přívodu vzduchu do hnacích válců a tím možnost vstřikování většího množství paliva.Also, controlling the amount of air supplied to the starter and drive rollers when starting - or running the engine regularly, allows the supply of more air to the drive rollers to increase engine power at full speed without affecting the starting conditions because the air supply control means - to the starting The cylinders do not prevent the air from passing at its low start-up speeds, when they produce only a small pressure drop, but they proportionally decrease it at full engine load, resulting in increased air supply to the drive rollers and thus the possibility of injecting more fuel.

Výhodou vznětového motoru opatřeného uspořádáním podle vynálezu je, . že má současně schopnost snadného spouštění a docílení' vysokého výkonu při snížení mechanických namáhání, zejména jde-li o motor přeplňovaný.An advantage of a diesel engine provided with the arrangement according to the invention is that. At the same time, it has the ability to easily start and achieve high performance while reducing mechanical stress, especially when the engine is turbocharged.

Vynález bude dále popsán na ' několika příkladech provedení, znázorněných na přiložených výkresech, na nichž značí:The invention will now be described with reference to the following examples, in which:

obr. 1 schematicky v půdorysném pohledu šestiválcový Dieselův motor s válci upravenými v řadě a jeho vstřikovací čerpadlo, obr. 2A a 2B schematicky nárysné řezy motoru znázorněného na obr. 1, obr. 3 schei^m^t-ický pohled na vstřikovací čerpadlo^ a řez zpětným ventilem přiřazenými jednomu ze spouštěcích válců motoru znázorněného na obr. 1, obr. 3a schematický nárysný řez zpětným ventilem jednoho z . hnacích válců motoru, znázorněného na obr. 1, obr. 4 rozvinutý řez seřízením vstřikovacích hlav vstřikovacích čerpadel, znázorněných na obr. 1, obr. 5a až 5c rozvinutý řez vstřikovacími hlavami vstřikovacích čerpadel, obr. 6 schematický půdorysný pohled na válce osmiválcového motoru uspořádaného do V, obr. 7 schematický půdorysný pohled na válce dvanáctiválcového motoru se dvěma protilehlými řadami po šesti válcích, obr. 8 nárysný schematický řez rotačním vstřikovacím čerpadlem, obr. 9 schematický půdorysný řez rotačním vstřikovacím čerpadlem, a znázornění seřízení vstřikování, obr. 10 schematický půdorysný pohled na motor s jeho uspořádáním sacího potrubí.Fig. 1 is a schematic plan view of a six-cylinder diesel engine with in-line cylinders and its injection pump; Figs. 2A and 2B show schematically sectional views of the engine shown in Fig. 1; Fig. 3 is a schematic view of the injection pump; and a cross-sectional view of a non-return valve associated with one of the engine start cylinders shown in FIG. 1, FIG. 1, FIG. 4 shows a schematic plan view of the cylinders of an eight-cylinder engine arranged in FIG. 1, FIGS. 5a to 5c, a schematic plan view of the cylinders of an eight-cylinder engine arranged in FIG. Fig. 7 is a schematic plan view of the cylinders of a twelve-cylinder engine with two opposing rows of six cylinders; Fig. 8 is a schematic plan view of a rotary injection pump; Fig. 9 is a schematic plan view of a rotary injection pump; plan view of the engine with its intake manifold arrangement.

Na o-br. 1 je znázorněn Dieselův motor se šesti válci 1 až 6, ' které mohou, avšak nemusí, být přeplňovány. Pořadí . vznětu jednotlivých válců je 1, 5, 3, 6, 2, 4. Motor může mít zapalovací komůrku, jak znázorněno na obr. 2B. Jak je znázorněno na obr. 2B má každý válec píst 7 s plochým čelem a je spojen se vstřikovací komorou 8. Jak je znázorněno na obr. 2A, obsahuje každý válec píst 9, který má ve své hlavě spalovací komoru 10.On o-br. 1 shows a diesel engine with six cylinders 1 to 6, which may or may not be supercharged. Order. The ignition of the individual cylinders is 1, 5, 3, 6, 2, 4. The engine may have an ignition chamber as shown in Fig. 2B. As shown in Fig. 2B, each cylinder has a flat-face piston 7 and is connected to the injection chamber 8. As shown in Fig. 2A, each cylinder comprises a piston 9 having a combustion chamber 10 in its head.

Každý válec je sdružen s palivovou vstřikovací tryskou 11P nebo 11D, připojenou k válci 12P nebo 12D řadového vstřikovacího čerpadla. Uvnitř každého válce 12P vstřikovacího čerpadla je umístěn píst 13P, 13D vstřikovacího čerpadla (obr. 1 a 3), jehož vratný pohyb je vyvoláván vačkou 14P, 14D a jeho natáčení se děje ozubenou tyčí 15, která zabírá s ozubeným úsekem každého pístu. Ozubenou tyč 15 lze uvádět do podélného vratného pohybu, jak je naznačeno dvojitou šipkou A (obr. 1). Podélný pohyb ozubené tyče 15 vyvolává natáčení všech pístů 13P, 13D vstřikovacího čerpadla.Each cylinder is associated with a fuel injection nozzle 11P or 11D connected to the cylinder 12P or 12D of the in-line injection pump. Inside each injection pump cylinder 12P, there is a piston 13P, 13D of the injection pump (Figs. 1 and 3), the reciprocating movement of which is caused by the cam 14P, 14D and its rotation is effected by a toothed rack 15 which engages the toothed section of each piston. The rack 15 can be moved in a longitudinal reciprocating motion as indicated by the double arrow A (FIG. 1). The longitudinal movement of the rack 15 causes rotation of all the injection pump pistons 13P, 13D.

Válce 3, 4 jsou určeny pro spouštění motoru s vysokou kompresí, ať jsou uspořádány pod stejnou hlavou — má-li .motor tři hlavy — nebo ať oba spouštěcí válce s vysokým kompresním poměrem jsou uspořádány nad středním ložiskem, kdežto válce 1, 2, 5 a 6 jsou . hnacími válci při běžném výkonu motoru.The cylinders 3, 4 are intended to start a high-compression engine, whether they are arranged under the same head - if the engine has three heads - or whether both high-compression ratio starter cylinders are arranged above the middle bearing, while the cylinders 1, 2, 5 and 6 are. drive rollers at normal engine power.

Jak je znázorněno na obr. 2B, 2A, je rozlišení hnacích a spouštěcích poměrů provedeno změnou mrtvého . prostoru 16 a polohy horní . úvrati . buď zmenšením objemu spalovací komory lOi v pístu 9 motoru v případě přímého vstřikování, nebo· zmenšením objemu vstřikovací komory 85 v hlavě válce, nebo kombinací těchto dvou opatření.As shown in Figs. 2B, 2A, the distinction between drive and start ratios is accomplished by dead change. space 16 and the top position. dead center. either by reducing the volume of the combustion chamber 10i in the engine piston 9 in the case of direct injection, or by reducing the volume of the injection chamber 85 in the cylinder head, or by a combination of the two.

Hnací válce 1, 2, 5, 6 mají větší škodlivý prostor 16, čímž mají menší kompresní poměr. Skutečný kompresní poměr válců 3, 4 motoru je ještě zvýšen tím, že se zvolí menší zpoždění zavírání sacího ventilu, například 16° úhlu, kliky, kdežto . válce 1, 2, 5, 6 mají zpoždění uzavření sacího ventilu řádově 45° úhlu kliky.The drive rollers 1, 2, 5, 6 have a larger harmful space 16, thereby having a smaller compression ratio. The actual compression ratio of the engine cylinders 3, 4 is further increased by selecting a lower closing delay of the intake valve, for example a 16 ° crank angle, whereas. the cylinders 1, 2, 5, 6 have a delay in closing the intake valve of the order of 45 ° crank angle.

Pokud jde o dodávku paliva, pak dodané množství paliva v mm³/cykl k hnacím válcům 1, 2, 5, 6 je větší, než množství . paliva vstřikovaného do spouštěcích válců 3, 4. Tohoto· výsledku . se dosahuje odděleným nebo současným seřízením vstřikovacího zařízení.In terms of fuel delivery, the delivered fuel quantity in mm ³ / cycle to the drive rollers 1, 2, 5, 6 is greater than the quantity. fuel injected into the actuating cylinders 3, 4. This result. is achieved by separately or simultaneously adjusting the injection device.

Aby se dosáhlo těchto rozdílů v dodávce paliva, zejména do hnacího válce . 6 a do spouštěcího válce 4 (obr. 1), jsou křivky pístů 13P, 13D vstřikovacího čerpadla v rozvinutí znázorněné na obr. 4, shodné, avšak jsou různě nastaveny, přičemž ozubená tyč 15 s nimi zabírá stejně a současně.In order to achieve these differences in fuel supply, especially to the drive cylinder. 6 and into the start cylinder 4 (FIG. 1), the curves of the injection pump pistons 13P, 13D in the deployment shown in FIG. 4 are identical, but are differently adjusted, with the toothed rack 15 engaging them equally and simultaneously.

Na rozvinutých pohledech na křivky pístů 13P, 13D vstřikovacího čerpadla byly vyznačeny čárkovaně oblasti 17P, 18P, 19P a 17D, 18D, 19D, které odpovídají volnoběhu nebo maximální dodávce paliva a přetížení, přičemž konce 20P, 20D křivek pístů odpovídají zastavení přívodu paliva.In the developed views of the injection pump pistons 13P, 13D, dashed areas 17P, 18P, 19P and 17D, 18D, 19D have been shown to correspond to idling or maximum fuel supply and overload, with the piston curve ends 20P, 20D corresponding to fuel stop.

Nastavení konce 20P křivky .pístu 13P vstřikovacího. čerpadla vůči vstupnímu otvoru 21P paliva odpovídá hodnotě 0P maximálního dodávaného množství paliva pro oblast 18P, . kdežto nastavení konce . 20D křivky pístu 13D vstřikovacího čerpadla vůči vstupnímu otvoru 21D . odpovídá hodnotě 0D maximálního dodávaného paliva pro oblast 18D. Nastavení pístů 13P, 13D vst^iřikovacího čerpadla se tedy liší o hodnotuAdjusting the end 20P of the injection piston 13P curve. the pump in relation to the fuel inlet 21P corresponds to the value 0P of the maximum fuel supply for the area 18P,. while setting the end. 20D of the injection pump piston 13D relative to the inlet port 21D. corresponds to the value 0D of the maximum fuel supplied for area 18D. Thus, the piston settings 13P, 13D of the injection pump differ by a value

Θ P — Θ d = Δ . , což odpovídá rozdílu v dodávce paliva v důsledku šroubovicové křivky 22 (obr. 3, 4), jehož zásada je známa.Θ P - Θ d = Δ. , which corresponds to the difference in fuel supply due to the helical curve 22 (FIGS. 3, 4), the principle of which is known.

V důsledku různého nastavení pístů 13P,Due to different piston settings 13P,

13D vstřikovacího čerpadla má užitečný vstřikovací zdvih pro maximální dodávané množství paliva u oblastí 18P, 18D, jež od207322 povídají množství Q pro hnací válec 6 a množství q pro spouštěcí válec 4, rozdíl · v délce šroubovicových křivek 22, který se rovná hodnotě Δ.The injection pump 13D has a useful injection stroke for the maximum fuel delivery rate for the regions 18P, 18D which, from 207322, refer to the amount Q for the drive roller 6 and the amount q for the start roller 4, the difference in helix curves 22 equal to Δ.

Tímto prostým posunutím je možné udržet vstřikované množství dodávané při přetížení ' odpovídajícím oblastem 19P, 19D a vyvolat zastavení pístů 13D vstřikovacího čerpadla v oblasti konce 20D křivky.By this simple displacement, it is possible to maintain the overloaded injection amount corresponding to the areas 19P, 19D and to cause the injection pump pistons 13D to stop at the end of the curve 20D.

Obr. 3 znázorňuje zpětný ventil 23D pro řízení dodávky paliva · k palivové vstřikovací trysce 11D spouštěcího válce ' 4. Obr. 3a . znázorňuje zpětný ventil 23P pro řízení dodávky paliva k palivové vstřikovací trysce 11P hnacího válce 6.Giant. 3 shows a check valve 23D for controlling the fuel supply to the fuel injection nozzle 11D of the start cylinder 4. FIG. 3a. shows a check valve 23P for controlling the fuel supply to the fuel injection nozzle 11P of the drive cylinder 6.

Změna vzdáleností 24D, 24P mezi · průchody 40 a ventilovými sedly může tvořit přídavný prostředek pro vyvolání rozdílu mezi dodávanými množstvími Q, q paliva. Zpětný ventil 23D odpovídá vzhledem ke vzdálenosti 24D značnému dodávanému množství — Q‘, odečtenému od množství dodávaného čerpadlem, a malému vstřikovanému množství q, přičemž v důsledku menší vzdálenosti 24P odpovídá zpětný ventil 23P menšímu množství — q‘, odečtenému od množství . dodávaného čerpadlem a velkému vstřikovanému množství Q.Changing the distances 24D, 24P between the passageways 40 and the valve seats may provide additional means for causing a difference between the supplied quantities Q, q of the fuel. The non-return valve 23D corresponds to a considerable supply amount - Q ‘, subtracted from the amount supplied by the pump, and a small injection amount q with respect to distance 24D, while the non-return valve 23P corresponds to a smaller amount - q‘ subtracted from the amount. delivered by the pump and the large injection amount Q.

Tento· prostředek je určen zejména pro užití rotačního čerpadla a může být ještě podpořen většími rozměry · palivových vstřikovacích trysek 11D na spouštěcích válcích 3, 4.This means is intended in particular for the use of a rotary pump and can be further supported by the larger dimensions of the fuel injection nozzles 11D on the actuating cylinders 3, 4.

Pokud jde o předstih, může být ovlivněn vačkami 14P, 14D (obr. 1] a tvarem profilu · na počátku vstřikování (obr. 5a až 5c).As for the advance, it can be influenced by the cams 14P, 14D (Fig. 1) and the shape of the profile at the start of the injection (Figs. 5a to 5c).

Je známo, že vačky řadového vstřikovacího čerpadla pro šestiválcový motor jsou postupně posunuty ve fázi o úhel 60° ve sledu 1, 5, 4, 6, 2, 4, to znamená, že vstřikování do válců 4, B podle obr. 1 je na · vačkovém hřídeli normálně vůči sobě přestaveno o úhel β rovný · 120°.It is known that the in-line injection pump cams for a six-cylinder engine are progressively displaced in phase by an angle of 60 ° in a sequence of 1, 5, 4, 6, 2, 4, i.e. injection into cylinders 4, B of FIG. · The camshaft normally adjusted to each other by an angle β equal to · 120 °.

U tohoto provedení vynálezu se vačky 14D spouštěcích válců přestaví zpět o úhel a vůči směru otáčení čerpadla podle šipky B, pro snížení předstihu, což je příznivé pro spouštění a pro snižování maximálního tlaku pracovního· cyklu.In this embodiment of the invention, the actuator cams 14D are brought back by the angle α relative to the direction of rotation of the pump according to arrow B, to reduce the advance, which is favorable for lowering and reducing the maximum pressure of the duty cycle.

V případě spouštěcího válce 4 je předstih snížen · o· úhel a, například 10°, oproti předstihu pro hnací válec 6.In the case of the lowering roller 4, the advance is reduced by an angle α, for example of 10 °, compared to the advance for the drive roller 6.

Stejného výsledku lze dosáhnout v případě řadových vstřikovacích· čerpadel, za použití obvyklého vačkového hřídele se stejným rozdělením, avšak užije-li se pro vstřikování paliva do spouštěcích válců 3, 4 druhého profilu 41D křivky, znázorněného na obr. 5b, · který má ve srovnání s profilem 25P křivky (obr. 5a), odpovídajícím vslřikovacímu pístu hnacích válců 1, 2, 5, 6 menší výšku o hodnotu x, čímž se sníží předstih a omezí se · vstřikované množství paliva. S písty majícími třetí · profil 26D křivky (obr. 5c), které mají šikmý horní profil 27 křivky, se dosáhne stejných obou účinků ve zvýšené míře, když příslušné dodávané množství vzrůstá.The same result can be achieved in the case of in-line injection pumps, using a conventional camshaft with the same distribution, but using the curve profile 41D of the second profile 41D shown in FIG. with a curve profile 25P (FIG. 5a) corresponding to the injection piston of the drive rollers 1, 2, 5, 6 a smaller height by x, thereby reducing the lead time and reducing the fuel injection. With pistons having a third curve profile 26D (FIG. 5c) having an oblique upper curve profile 27, the same two effects are achieved to an increased extent as the respective supply volume increases.

Na obr. 8 a 9 je znázorněno rotační vstřikovací čerpadlo s hlavním válcem 28, v němž je otočně uložena hlava 29, uváděná do otáčení vřetenem 30, opatřená osovými vrtáními, ve kterých j-sou posuvně · uloženy výtlačné písty 31 spolupracující s prstencovými vačkami 32.FIGS. 8 and 9 show a rotary injection pump with a master cylinder 28 in which the head 29 rotatably supported by the spindle 30 is rotatably provided with axial bores in which the displacement pistons 31 cooperating with the annular cams 32 are displaceably mounted. .

Palivo, které - je · přiváděno potrubím 33, se výtlačnými písty 31 vhání do vrtání 34 otáčivého rozváděče 35, kteréžto vrtání 34 ústí otvorem 36 do rozváděči hlavy 37, opatřené výstupními vstřikovacími trubkami pro každý válec, například vstřikovacími trubkami 38P, 38D, které vedou k odpovídajícímu hnacímu válci 6 a spouštěcímu válci 4.The fuel that is supplied through the conduit 33 with the dispensing pistons 31 drives into the bore 34 of the rotary distributor 35, which bore 34 opens through a bore 36 into the distributor head 37 provided with outlet injection pipes for each cylinder, for example injection pipes 38P, 38D. to the corresponding drive roller 6 and the lowering roller 4.

Na obr. 9 je znázorněno umístění radiálních průchodů vedoucích k různým válcům šestiválcového motoru podle obr. 1, a zejména vstřikovací trubka 38P, která vede k hnacímu vál-ci 6 a je přesazena o úhel a rovná se 120° vůči vstřikovací trubce 38D a odpovídá teoretické poloze 4a.FIG. 9 shows the location of the radial passages leading to the various cylinders of the six-cylinder engine of FIG. 1, and in particular the injection pipe 38P which leads to the drive cylinder 6 and is offset by an angle equal to 120 ° to the injection pipe 38D and theoretical position 4a.

Avšak podle vynálezu se dosáhne snížení předstihu úhlovým přestavením vstřikovací trubky 38D ve směru otáčení o· úhel a.However, according to the invention, a reduction in the advance by the angular displacement of the injection tube 38D in the direction of rotation by an angle α is achieved.

Podobně je vstřikovací trubka 39D vedoucí k spouštěcímu válci 3 přestavena o úhel a vůči teoretické poloze 3a.Similarly, the injection tube 39D leading to the trigger cylinder 3 is adjusted by an angle α relative to the theoretical position 3a.

Pro dosažení stejného výsledku lze také ovlivnit postavení prstencové vačky 32.To achieve the same result, the position of the annular cam 32 can also be influenced.

Na obr. 9 je znázorněna jiná možnost pro odlišení průtočných množství, která záleží v tom, že se na vstřikovacích trubkách 38D, 39D spouštěcích válců 3, 4 ' použije zpětných ventilů 42D, . které · mají vysoké průtočné množství —Q‘, odpovídající vstřikovanému průtočnému množství Qo—Q · — q pro spouštění válce 3, 4.FIG. 9 shows another possibility to differentiate the flow rates, which is based on the use of check valves 42D on injection tubes 38D, 39D of the actuating cylinders 3, 4 '. having a high flow rate —Q ‘corresponding to the injection rate Qo QQ · q for triggering the cylinder 3, 4.

Na vstřikovacích trubkách · 38P, ' vedoucích k hnacím válcům 1, 2, 5, 6 jsou umístěny částečné zpětné ventily 42P, jež mají malé průtočné množství —q‘, odpovídající průtočnému množství· vstřikovanému hnacím válcům 1, 2, 5, 6, totiž Q°—q‘ = Q.Partial non-return valves 42P are provided on injection tubes 38P leading to drive rollers 1, 2, 5, 6 having a small flow rate q corresponding to the flow rate of injection rollers 1, 2, 5, 6, namely Q ° —q '= Q.

Na obr, 6 je znázorněn osmiválcový · motor s válci uspořádanými do V, u něhož jsou · samostatné spouštěcí válce 103, 104 uspořádány pod stejnou hlavou 109. V této souvislosti je třeba poznamenat, že působení obou spouštěcích válců 103, 104 není nutně rovnoměrně rozloženo v mechanickém cyklu motoru.Figure 6 shows an eight-cylinder engine with V-cylinders in which the separate starter cylinders 103, 104 are arranged under the same head 109. In this context, it should be noted that the action of the two starter cylinders 103, 104 is not necessarily evenly distributed. in the mechanical cycle of the engine.

U tohoto provedení mají spouštěcí válce 103, 104 skutečný kompresní poměr zvětšený zmenšením jejich mrtvého · prostoru, anebo zpožděním uzavírání sacího ventilu. Tyto spouštěcí válce 103, 104 mají vstřikované množství paliva sníženého . -a zpoždění kombinací týchž pomůcek, uvedených v souvislosti se še^í^iválcovým motorem.In this embodiment, the actuator rollers 103, 104 have a true compression ratio increased by reducing their dead space or delaying the suction valve closing. These starter rollers 103, 104 have a reduced fuel injection amount. and delays by combinations of the same devices mentioned in connection with a six-cylinder engine.

Obr. 7 se týká dvanáctiválcového motoru s ležatými válci, se třemi spouštěcími válci 210, 211, 212, kteréžto · spouštěcí válce jsou od sebe přestaveny o dvě otáčky sesku9 pěnými tak, aby spouštěcí ústrojí byla soustředěna. Předpokládáme-li zapalovací sled 1, 10/5, 7/3, 11/6, 9/2, 12/g, 8, odpovídá to konstantnímu přestavení o 240° na dvou otáčkách čtyřdobého motoru.Giant. 7 relates to a twelve-cylinder horizontal cylinder engine with three starter cylinders 210, 211, 212, the starter cylinders being spaced apart by two revolutions of the foam so as to concentrate the starter. Assuming a ignition sequence of 1, 10/5, 7/3, 11/6, 9/2, 12 / g, 8, this corresponds to a constant 240 ° adjustment at two revolutions of the four-stroke engine.

Motor je konstruován tak, aby vydržel . maximální tlak pracovního cyklu; je důležité, aby spouštěcí válce, mající vysoký kompresní poměr, dostávaly stejně vysoký tlak jako hnací válce s nízkým kompresním po měrem. Srovnáním s motorem pracujícím běžným způsobem, jehož všechny válce pracují stejně, například s tlakem 12 MPa, budou v případě motoru s odlišnými kompresními pom.ěry podle vynálezu učiněna opatření pro udržení maximálního tlaku 10 MPa u .obou druhů válců, čímž se udrží dosavadní výkon a zlepší se spouštění vhodným seřízením vstřikování, jehož příklad je udán v následující tabulce.The engine is designed to last. maximum working cycle pressure; it is important that the starter rollers having a high compression ratio receive the same high pressure as the drive rollers with a low compression ratio. By comparison with a conventional engine with all the cylinders operating in the same manner, for example at a pressure of 12 MPa, in the case of an engine with different compression ratios according to the invention, measures will be taken to maintain a maximum pressure of 10 MPa for both types of cylinders. and the lowering is improved by appropriate injection adjustment, an example of which is given in the following table.

Klasický motorClassic engine

Motor s různou kompresí spouštěcí válce hnací válceEngine with different compression starter cylinder drive cylinder

Kompresní poměr A compression ratio 17 17 20 20 May 13 13 Zpoždění sání Suction delay 45° úhlu kliky 45 ° crank angle 20° 20 ° 50° 50 ° Maximální dodané Maximum delivered 60 m⁵/cyklus60 m ⁵ / cycle 40 ’ 40 ’ 70 70 množství na cyklus Předstih quantity per cycle 20° 20 ° 15° 15 ° 25° 25 ° Maximální tlak Maximum pressure 12 MPa 12 MPa 10 10 10 10

Je zřejmé, že výkonnost motoru podle vynálezu může být zlepšena současně s usnadněním spouštění, zatímco maximální namáhání se sníží.It will be appreciated that the performance of the engine of the invention can be improved simultaneously with the ease of starting, while the maximum stress is reduced.

Kromě toho, že se zlepší životnost, je třebo poznamenat, že hnací válce s velkým mrtvým prostorem a s nižším kompresním poměrem, umožňují značné snížení obsahu kysličníku dusíku.In addition to improving service life, it should be noted that drive cylinders with a large dead space and a lower compression ratio allow for a significant reduction in the nitrogen oxide content.

Kromě toho lze podle vynálezu přizpůsobit již stávající motory, u kterých se poměrně jednoduchými a levnými úpravami zlepší jejich výkon a zejména jejich trvanlivost. Na obr. 10 je znázorněn spalovací motor s hnacími válci 301 až 304 a spouštěcími válci 305, 306, do nichž se . přivádí vzduch vstupním potrubím 307 z kompresoru 308. Na sacích otvorech spouštěcích válců 305, . 308 jsou umístěna škrticí ústrojí 309, 310 s kalibrovanými otvory 311, 312.In addition, existing engines can be adapted in accordance with the invention in which their performance and, in particular, their durability are improved by relatively simple and inexpensive modifications. FIG. 10 shows an internal combustion engine with drive cylinders 301 to 304 and starter cylinders 305, 306 into which they are driven. it feeds air through the inlet duct 307 from the compressor 308. At the suction openings of the start cylinders 305,. 308, throttle devices 309, 310 with calibrated holes 311, 312 are provided.

Škrticí ústrojí 309, . 311 sestávají v podstatě z desky, opatřené kalibrovaným otvorem a umístěné na spojení s přírubou sacího potrubí.Throttle. 311 consist essentially of a plate provided with a calibrated bore and positioned to connect to the intake manifold flange.

Claims

SUBJECT OF THE INVENTION

An arrangement of a multi-cylinder diesel engine without supercharging or supercharging for starting at a high compression ratio and running at a maximum load at a medium compression ratio, characterized in that starting cylinders (34; 103, 104; 210; 211, 212; 305, 306) provided with means for facilitating lowering and driving rollers (1, 2, 5, 6; 101, 102, 105, 106, 107, 108; 201, 202, 203, 204, 205, 206, 207 (208, 209; 301, 302, 303, 304) provided with means to facilitate engine operation at full load.

Arrangement according to claim 1, characterized in that the ratio of the number of the starter rollers (3, 4; 103, 104; 210, 211, 212; 305, 306) to the number of the drive rollers (1, 2, 5, 6; 101). , 102,

105, 106, 107, 108; 201, 202, 203, 204, 205, 206, 207, 208, 209; 301, 302, 303, 304) lies within the range of 1/3 to 1/4 of the total number of engine cylinders.

Arrangement according to Claim 1, characterized in that the lowering rollers (3, 4; 10-3, 104; 210, 211, 212; 305, 306). have a compression ratio greater than 1:20.

Arrangement according to Claim 1, characterized in that the drive rollers (1, 2, 5, 6; 101, 102, 105,

106, 107, 108; 201, 202, 203, 204, 205, 206

207, 208, 209; 301, 302, 303, 304) have a compression ratio of, for example, 1: 13 corresponding to the maximum engine efficiency.

Arrangement according to claim 1, characterized in that the means for facilitating the lowering of the actuating cylinders are cams for actuating their intake valves, with the shape of a cam track. or by wedging the cam to ^- ensure that the intake valves of the starter cylinders are closed earlier to this value, ensuring optimal filling of the drive cylinders (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claim 1, characterized in that the means for facilitating lowering are constituted by the injection device of the lowering rollers (3, 4) in-line or rotary, with a different design or adjustment from the means for facilitating. the operation of the engine formed by the injection device of the drive rollers (1, 2, 5, 6), both injection devices being provided in one piece.

Arrangement according to Claim 6, characterized in that the in-line injection pump has pistons (13D) associated with the actuating cylinders (3, 4) having a leading surface different by "delta" from the leading surface of the pistons (13P) associated with the driving cylinders (1). , 2, 5, 6) to provide the maximum amount of fuel injected in one cycle into the lowering cylinder (3, 4) triggers, less than the maximum amount of fuel injected into the drive rollers (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claims 6 and 7, characterized in that the injection pump of the starter rollers (3, 4) is provided with injection tubes in which the non-return valves (23D) are provided with a large flow volume (Q) and the injection pump of the drive rollers is provided with injection pipes in which non-return valves (23P) are provided with a small flow rate (q).

Arrangement according to Claims 6 and 7, characterized in that the adjustments and diameters of the fuel injection nozzles of the starter rollers (3, 4) are different from the adjustments and diameters of the fuel injection nozzles of the drive rollers (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claim 1, characterized in that the starter rollers (3, 4) have an initial advance less by an "alpha" value than that of the drive rollers (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claim 10, characterized in that the difference of the advance value of the actuating cylinders (3, 4) by an angular value "alpha" compared to the advance of the driving cylinders (1, 2, 5, 6) for an in-line injection pump whose cam profiles (14P) , 14D) are identical and whose injection piston cams (13P, 13D) of the starter cylinders (3, 4) differ by the same angular value "alpha" to reduce the advance of the cams of the drive cylinder pistons (1, 2, 5,6).

Arrangement according to Claims 6 and 10, characterized in that in the rotary pump the injection tubes (38D) of the actuating cylinders (3, 4) are adjusted in terms of rotation by an angle "alpha" relative to the angle setting "beta" of the injection tubes (38P) cylinders (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claims 6 and 7, characterized in that the length and diameter of the injection tube injection cylinders (3, 4) are different from the length and diameter of the injection tubes feeding the drive rollers (1, 2, 5, 6).

Arrangement according to Claim 1, characterized in that the means for facilitating the operation of the drive rollers (1, 2, 5, 6) and facilitating the lowering of the starter rollers (3, 4) are constituted by a throttle (309, 310) provided with calibrated holes (311). , 312), located in the suction tubes of the starter rollers (3, 4) to throttle the air at high engine speeds.