DE69936081T2 - Regelung einer verbrennungskraftmaschine mit kompressionszündung und kraftstoff-luftvormischung - Google Patents

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Russ P. Columbus DURRETT
Greg A. Grammer MOORE
George G. Columbus MUNTEAN
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Patrick M. Columbus Pierz
Julie A. Columbus WAGNER
John F. Columbus WRIGHT
Jackie M. Columbus YEAGER
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    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/33—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage controlling the temperature of the recirculated gases
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    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
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Description

  • Technisches Gebiet
  • Die Erfindung betrifft allgemein einen Kompressionszündungsmotor, der angeordnet ist, um eine vorgemischte Ladung aus Kraftstoff und Luft durch Selbstzündung zu verbrennen, um reduzierte Emissionen zu erreichen, während er zugleich die gewünschte Kraftstoffeinsparung aufrechterhält. Insbesondere betrifft die vorliegende Erfindung einen Verbrennungsmotor, der in einem Modus mit Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung betreibbar ist.
  • Stand der Technik
  • Seit mehr als 75 Jahren ist der Verbrennungsmotor für die Menschheit die Hauptquelle der Antriebskraft. Es wäre schwer, seine Wichtigkeit oder die technischen Anstrengungen zu übertreiben, die zu seiner Vervollkommnung unternommen wurden. Die Kunst des Designs von Verbrennungsmotoren ist so ausgereift und wohlverstanden, dass die meisten sogenannten „neuen" Motordesigns lediglich Designs sind, die aus verschiedenen ausgesuchten, bekannten Alternativen bestehen. Zum Beispiel kann eine bessere Abtriebsdrehmomentkurve leicht zu Lasten der Kraftstoffeinsparung erreicht werden. Emissionssenkungen und eine bessere Zuverlässigkeit können auch mit zusätzlichen Kosten erreicht werden. Auch andere Ziele wie Erhöhung der Leistung und Verkleinerung der Größe und/oder Gewichtsreduktion können erreicht werden, doch normalerweise zu Lasten der Kraftstoff- und Kosteneinsparung. Die Herausforderung an heutige Konstrukteure hat durch die Notwendigkeit, staatliche Emissionssenkungsnormen einzuhalten und dabei die Kraftstoffeinsparung aufrechtzuerhalten oder zu verbessern, erheblich zugenommen. In Anbetracht der Ausgereiftheit des Motordesigns ist es sehr schwer, weiteren Innovationen der heute kommerziell verfügbaren Basis-Motordesigns eine verbesserte Motorleistung und eine Emissionsreduktion zu entziehen. Doch angesichts der eskalierenden Emissionsnormen, die künftig in den USA und in anderen Ländern eingeführt gelten werden, ist die Notwendigkeit solcher Innovationen niemals größer gewesen. Der Versuch, diese Normen einzuhalten, führt dazu, dass einige Konstrukteure nach einem völlig neuen Motordesign suchen.
  • Traditionell gab es zwei Hauptformen von Hubkolben- oder Rotationskolben-Verbrennungsmotoren: Diesel- und Ottomotoren. Auch wenn diese Motortypen eine ähnliche Architektur und mechanische Arbeitsweise haben, weist jeder ei gene Betriebseigenschaften auf, die sich stark voneinander unterscheiden. Diesel- und Ottomotoren steuern den Start der Verbrennung (SOC) auf effektive Weise, wobei sie einfache, aber verschiedene Mittel verwenden. Der Dieselmotor steuert den SOC durch den Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung. In einem Ottomotor wird der SOC durch den Zündzeitpunkt gesteuert. Als Ergebnis gibt es wichtige Unterschiede in den Vorteilen und Nachteilen von Diesel- und Ottomotoren. Der Hauptvorteil, den ein Erdgas- oder Benzinmotor mit Funkenzündung gegenüber einem Dieselmotor hat, ist die Fähigkeit, extrem niedrige NOx- und Partikelemissionswerte zu erreichen. Der Hauptvorteil, den Dieselmotoren gegenüber Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung (wie z.B. PKW-Benzinmotoren und Erdgas-Magerverbrennungsmotoren) haben, ist ein höherer Wärmewirkungsgrad. Ein Hauptgrund für den höheren Wirkungsgrad von Dieselmotoren ist die Fähigkeit, höhere Kompressionsverhältnisse als Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung zu verwenden (das Kompressionsverhältnis in Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung muss relativ niedrig gehalten werden, um Klopfen zu vermeiden). Ein zweiter Hauptgrund für den höheren Wirkungsgrad von Dieselmotoren liegt in der Fähigkeit, die Leistungsabgabe eines Dieselmotors ohne Drossel zu regeln. Dies beseitigt die Drosselungsverluste von Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung und führt bei Dieselmotoren zu einem auf signifikante Weise höheren Wirkungsgrad bei Teillast. Typische Dieselmotoren können jedoch nicht die sehr niedrigen NOx- und Partikelemissionswerte erreichen, die bei Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung möglich sind. Aufgrund der mischungsgesteuerten Beschaffenheit der Dieselverbrennung liegt ein großer Teil des Kraftstoffs in einem sehr kraftstoffreichen Äquivalenzverhältnis vor, was bekanntlich zu Partikelemissionen führt. Motoren mit Funkenzündung einer vorgemischten Ladung zum anderen weisen nahezu homogene Luft-Kraftstoff-Gemische auf, die dazu neigen, entweder mager oder nahe an stöchiometrisch zu sein, was zu sehr niedrigen Partikelemissionen führt. Eine zweite Überlegung ist, dass die mischungsgesteuerte Verbrennung in Dieselmotoren auftritt, wenn Kraftstoff und Luft in einem nahezu stöchiometrischen Äquivalenzverhältnis vorliegen, was zu hohen Temperaturen führt. Die hohen Temperaturen wiederum verursachen hohe NOx-Emissionen. Motoren mit Funkenzündung und Magerverbrennung einer vorgemischten Ladung zum anderen verbrennen ihren Kraftstoff bei viel magereren Äquivalenzverhältnissen, was zu erheblich niedrigeren Temperaturen führt und viel geringere NOx-Emissionen zur Folge hat. Motoren mit Funkenzündung einer stöchiometrischen vorgemischten Ladung weisen aufgrund der hohen Flammentemperaturen, die auf die stöchiometrische Verbrennung zurückzuführen sind, hohe NOx-Emissionen auf. Doch das praktisch sauerstofffreie Abgas erlaubt die Senkung der NOx-Emissionen auf sehr geringe Werte mit Hilfe eines Dreiwegekatalysators.
  • Seit relativ kurzer Zeit haben einige Motordesigner sich einem anderen Motortyp zugewandt, der die Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung (PCCI) oder die Kompressionszündung einer homogenen Ladung (HCCI) verwendet, die im folgenden zusammengenommen als PCCI bezeichnet werden. Motoren, die nach PCCI-Prinzipien betrieben werden, stützen sich auf die Selbstzündung eines relativ gut vorgemischten Luft/Kraftstoff-Gemischs, um die Verbrennung einzuleiten. Wesentlich ist, dass der Kraftstoff und die Luft im Einlasskanal oder im Zylinder gemischt werden, lange bevor die Entzündung auftritt. Der Grad der Mischung kann den gewünschten Verbrennungseigenschaften entsprechend variiert werden. Einige Motoren können speziell ausgelegt sein und/oder betrieben werden, um zu gewährleisten, dass der Kraftstoff und die Luft zu einem homogenen oder nahezu homogenen Zustand gemischt werden. Ein Motor kann auch ausgelegt sein und/oder betrieben werden, um eine etwas weniger homogene Ladung zu erzeugen, die einen kleinen Stratifikationsgrad aufweist. In beiden Fällen liegt das Gemisch lange, bevor die Entzündung auftritt, in einem vorgemischten Zustand vor und wird komprimiert, bis das Gemisch sich selbst entzündet. Die PCCI ist dadurch gekennzeichnet, dass: 1) die große Mehrheit des Kraftstoffs ausreichend mit der Luft vorgemischt ist, um bei der Entzündung und durch die Verbrennung hindurch ein brennbares Gemisch zu formen; und 2) die Verbrennung durch Kompressionszündung eingeleitet wird. Im Unterschied zu einem Dieselmotor beeinflusst in einem PCCI-Motor der Zeitpunkt der Kraftstoffabgabe, zum Beispiel der Einspritzzeitpunkt, den Zündzeitpunkt nicht stark. Die frühe Kraftstoffabgabe in einem PCCI-Motor führt zu einer vorgemischten Ladung, die sehr gut gemischt ist, und bevorzugt nahezu homogen, wodurch Emissionen reduziert werden, im Gegensatz zu einer Schichtladungsverbrennung eines Dieselmotors, die höhere Emissionen erzeugt. Bevorzugt ist die PCCI-Verbrennung dadurch gekennzeichnet, dass die Mehrheit des Gemischs auf signifikante Weise magerer als stöchiometrisch oder stark verdünnt ist, um Emissionen auf vorteilhafte Weise zu reduzieren, im Gegensatz zum typischen Die selmotorzyklus, bei dem ein Großteil oder die Gesamtheit des Gemischs während der Verbrennung in einem fetten Zustand vorliegt.
  • Ein Motor, der nach PCCI-Prinzipien betrieben wird, verfügt über das Potential, die hervorragende Kraftstoffeinsparung des Dieselmotors und zugleich NOx- und Partikelemissionswerte zu erreichen, die viel niedriger sind als die aktueller Otto- oder Dieselmotoren. Zum Beispiel offenbart das US-Patent Nr. 4.768.481 an Wood ein Verfahren und einen Motor, der dazu bestimmt ist, ein homogenes Gemisch aus Kraftstoff und Luft zu verwenden, das sich selbst entzündet. Eine geregelte Verbrennungsgeschwindigkeit wird erhalten, indem dem Luft-Kraftstoff-Gemisch Abgasprodukte zugesetzt werden. Ein Brennraum ist mit dem Motorzylinder verbunden, und Kraftstoffgas wird dem Brennraum über ein Rückschlagventil zugeführt. Zwischen dem Brennraum und dem Zylinder ist eine Glühkerze angeordnet. Das in den Brennraum eintretende Gemisch wird durch die Glühkerze und die heißen Wände des Brennraums erwärmt. Das Gemisch entzündet sich aufgrund des Temperaturanstiegs und des Druckanstiegs, der auf die Kompression zurückzuführen ist. Das Wood-Patent betrifft spezifisch einen Zweitaktmotor, gibt aber allgemein an, dass die Technologie auf einen Viertaktmotor angewandt werden könnte. Diese Referenz erläutert aber nicht, wie die Abgasrückführung und die Glühkerzen geregelt werden, um den Start der Verbrennung zu optimieren und den optimalen Start und die Dauer der Verbrennung aufrechtzuerhalten, wenn die Last- und Umgebungsbedingungen sich verändern. Eine praktische Ausführungsform dieses Motors wird wohl schwerlich in der Lage sein, die PCCI-Verbrennung ohne zusätzliche Steuerungen auf effektive Weise zu regeln und aufrechtzuerhalten.
  • Das US-Patent Nr. 5.535.716 an Sato et al. offenbart einen Motor mit Kompressionszündung, der NOx-Emissionen stark reduziert, indem während des Ansaugereignisses und früh im Kompressionsereignis ein verdampftes Kraftstoff/Luft-Gemisch in den Brennraum eingeleitet wird, um später im Kompressionsereignis die selbstentzündete Verbrennung zu erreichen. Die Menge der NOx-Emissionen, die von diesem Motor erzeugt wird, entspricht etwa einem Dreizehntel von der, die von einem Dieselmotor erzeugt wird. Diese Prinzipien werden auch im SAE Technical Paper No. 960081, Aoyama, T. Et al., „An Experimental Study on Premixed-Charge Compression Ignition Gasoline Engine", 26. Februar 1996, dargelegt. Doch diese Referenzen erläutern nicht auf spezifische Weise die Re gelung des Starts der Verbrennung und der Verbrennungsgeschwindigkeit. Überdies nutzt der Motor, der in diesen Referenzen offenbart wird, zum Zünden der Ladung nur die durch Kompression erzeugte Wärme, ohne eine Vorwärmung zu verwenden. Auch gehen diese Referenzen weder auf die Regelungen noch auch die Arbeitsweise der Regelungen ein, die notwendig sind, um eine stabile Verbrennung aufrechtzuerhalten. Außerdem offenbaren diese Referenzen nur die Verwendung von Benzin.
  • Das US-Patent Nr. 5.467.757 an Yanagihara et al. offenbart einen Motor mit Direkteinspritzung und Kompressionszündung, wobei Kraftstoff während des Ansaughubs oder Kompressionshubs vor 60 Grad BTDC im Kompressionshub in einen Brennraum eingespritzt wird, um die erzeugte Ruß- und NOx-Menge auf im wesentlichen null zu reduzieren. Diese Vorteile werden erreicht, indem die durchschnittliche Partikelgröße des eingespritzten Kraftstoffs gegenüber der durchschnittlichen Partikelgröße, die in konventionellen Verbrennungsprozessen benutzt wird, erheblich vergrößert wird, um die frühe Verdampfung des eingespritzten Kraftstoffs nach der Einspritzung zu vermeiden, und der Einspritzzeitpunkt erheblich früher als der konventionelle Einspritzzeitpunkt gemacht wird, um eine einheitliche Schmelzung des eingespritzten Kraftstoffs im Brennraum zu gewährleisten. Diese Referenz gibt aber nirgendwo eine Methode zur aktiven Steuerung der Verbrennungsentwicklung an, wie z.B. des Zeitpunkts des Starts der Verbrennung und/oder der Verbrennungsdauer.
  • Forscher haben diverse andere Bezeichnungen benutzt, um sich auf die PCCI-Verbrennung zu beziehen. Zum Beispiel bezeichneten Onishi et al. (SAE Technical Paper No. 790501, 26. Februar–2. März 1979) sie als „ATAC", was für „Active Thermo-Atmosphere Combustion" steht. Noguchi et al. (SAE Technical Paper No. 790840, 10.–13. September 1979) bezeichneten sie als „TS", was für „Toyota Soken" steht, und Najt et al. (SAE Technical Paper No. 830264, 1983) bezeichneten sie als „CIHC", was für „compression-ignited homogeneous charge" steht.
  • Onishi et al. arbeiteten mit Zweitaktmotoren. Sie fanden heraus, dass das Auftreten der PCCI-Verbrennung (ATAC) in einem Zweitaktmotor bei Niederlast über einen großen Drehzahlbereich hinweg bewirkt werden kann. Die Verbrennungsstabilität war viel besser als im Standardmotor, und es gab signifikante Verbesse rungen in der Kraftstoffeinsparung und den Abgasemissionen. Schlierenaufnahmen der Verbrennung wurden mit Ergebnissen durchgeführt, die denen entsprachen, die in ihren Verbrennungsstudien erhalten wurden. Es wurde herausgefunden, dass die Verbrennung von vielen Punkten im Brennraum ausging. Doch es waren kleine zeitliche Differenzen zwischen dem Start der Verbrennung an diesen vielen Punkten vorhanden. Es wurde auch herausgefunden, dass die Verbrennungsreaktionen im Vergleich zur konventionellen Flammenausbreitung mit Funkenzündung eine relativ lange Zeit brauchen. Die folgenden Bedingungen stellten sich für das Erreichen der PCCI-Verbrennung als wichtig heraus. Die Menge des Gemischs und das Luft/Kraftstoff-Verhältnis, das dem Zylinder zugeführt wird, müssen von Zyklus zu Zyklus einheitlich sein. Die „Richtwirkung" und Geschwindigkeit der Spülung müssen eine zyklische Regelmäßigkeit aufweisen, um den korrekten Zustand der im Zylinder verbleibenden Restgase zu gewährleisten. Die Temperatur der Brennraumwände muss geeignet sein. Der Spülkanaleinlass muss am Boden des Kurbelgehäuses liegen. Es wurde herausgefunden, dass PCCI bei sehr leichten Lasten nicht erfolgreich war, weil die Ladungstemperaturen zu niedrig waren. Bei sehr hohen Lasten war PCCI nicht erfolgreich, weil die Restgasmenge zu gering war. Zwischen diesen Bereichen war die PCCI-Verbrennung erfolgreich.
  • Noguchi erreichte die PCCI-Verbrennung auch in einem Zweitaktmotor. Es wurde eine sehr stabile Verbrennung mit geringen Kohlenwasserstoff-(HC)-Emissionen und verbessertem Kraftstoffverbrauch beobachtet. Der Betrieb im PCCI-Modus war zwischen 800 und 3200 U/min und Luft/Kraftstoff-Verhältnissen zwischen 11 und 22 möglich. Abgabeverhältnisse von bis zu 0,5 konnten unter Leerlaufbedingungen erreicht werden. Es wurde beobachtet, dass die Verbrennung bei niedrigeren Temperaturen und Drucken starten konnte als die, die für die konventionelle Dieselverbrennung erforderlich sind. Das Verbrennungsverhalten war anders als bei der konventionellen Verbrennung mit Funkenzündung. Die Entzündung trat an zahlreichen Stellen um das Zentrum des Brennraums herum auf, und die Flamme breitete sich schnell in alle Richtungen aus. Die Verbrennungsdauer war kürzer als bei der konventionellen Verbrennung. Es wurde nachgewiesen, dass Entzündungskerne nicht durch Verunreinigungen entstehen, die sich auf den Brennraumwänden ablagern (was allgemein als die Ursache von „Nachlauf"-Phänomenen in konventionellen Benzinmotoren gilt). Um ein besseres Verständnis der Verbrennung zu gewinnen, wurde eine Versuchsan ordnung aufgebaut, um Radikale im Brennraum zu erkennen. Es wurde herausgefunden, dass die Radikale eine Leuchtstärke mit höheren Spitzen aufwiesen, die an einem früheren Zeitpunkt erlosch als bei der konventionellen Verbrennung mit Funkenzündung. Bei der konventionellen Verbrennung mit Funkenzündung wurden alle Radikale wie OH, CH, C2, H und CHO, HO2, O nahezu im gleichen Kurbelwinkel beobachtet. Doch bei der PCCI-Verbrennung wurde zuerst CHO, HO2 und O beobachtet, gefolgt von HC, C2 und H-Radikalen, und schließlich vom OH-Radikal.
  • Najt et al. gelang es, den PCCI-Betrieb in einem Viertaktmotor zu erreichen. Sie verwendeten einen CFR-Einzylindermotor mit einem ummantelten Einlassventil. Mehrere Kompressionsverhältnisse wurden versucht, und es wurde herausgefunden, dass, auch wenn höhere Kompressionsverhältnisse die Verbrennung bei niedrigeren Ladegastemperaturen erlauben, sie auch zu übermäßig schnellen Wärmefreisetzungsraten führen. Während ein Kompressionsverhältnis von 7,5:1 zufriedenstellend war, war ein Kompressionsverhältnis von 10:1 dies nicht. Die Ansaugtemperaturen lagen in einem Bereich von 480°K bis 800°K. Ihre durchschnittlichen Energiefreisetzungsraten waren erheblich höher als die, die von Onishi und Noguchi gemessen wurden.
  • Eine weitere Studie der PCCI-Verbrennung in einem Zweitaktmotor wird im SAE Paper Nr. 960742 mit dem Titel „Improving the Exhaust Emissions of Two-Stroke Engines by Applying the Activated Radical Combustion", Ishibashi, Y. et al., 1996, offenbart.
  • Auch wenn Onishi et al., Noguchi et al., Naijt et al. und Ishibashi et el. signifikante Fortschritte im Verständnis der PCCI-Verbrennung erreicht haben, schlagen diese Referenzen keinen praktischen PCCI-Motor vor, der ein Steuerungssystem umfasst, das in der Lage wäre, durch Regelung des Zeitpunkts, an dem die Verbrennung auftritt, der Verbrennungsdauer, der Verbrennungsgeschwindigkeit und/oder der Vollständigkeit der Verbrennung eine stabile, leistungsfähige PCCI-Verbrennung mit niedrigen Emissionen aufrechtzuerhalten. Das heißt, diese Referenzen schlagen kein PCCI-Motor- und Steuerungssystem vor, das in der Lage ist, den Start der Verbrennung effektiv zu steuern. Außerdem schlagen diese Referenzen kein System vor, das in der Lage ist, die Startfähigkeit des Motors aktiv zu verbessern und ein Verbrennungsgleichgewicht zwischen den Zylindern in einem Mehrzylindermotor zu erreichen.
  • Das SAE Technical Paper Nr. 892068 mit dem Titel „Homogeneous-Charge Compression Ignition (HCCI) Engines", Thring, R., 25. September 1989, untersuchte den PCCI-Betrieb eines Viertaktmotors. Es wurde festgestellt, dass PCCI hohe Abgasrückführungsraten (AGR) und hohe Ansaugtemperaturen erfordert. Es wurde gezeigt, dass die PCCI-Verbrennung Kraftstoffeinsparungsergebnisse ergibt, die mit einem Dieselmotor mit Direkteinspritzung vergleichbar sind, und unter günstigen Bedingungen, d.h. einem Äquivalenzverhältnis von 0,5 und einer AGR-Rate von 23%, eine sehr geringe Zyklusunregelmäßigkeit ergibt. Diese Studie kam auch zu der Schlussfolgerung, dass es erforderlich sein wird, einen Motor im PCCI-Modus ohne die Notwendigkeit der Zuführung von großen Mengen an Wärmeenergie in den Einlass zu betreiben, bevor PCCI praktisch anwendbar gemacht werden kann. Zwei Möglichkeiten werden vorgeschlagen: Die Verwendung beheizter Flächen im Brennraum und die Verwendung von mehrstufiger Turboaufladung ohne Zwischenkühler. Auch wenn empfohlen wird, den Einfluss der AGR und der Ansaugtemperatur auf den Zeitpunkt des Start der Verbrennung weiter zu erforschen, wird jedoch kein System offenbart, um die aktive Steuerung des Starts der Verbrennung und der Verbrennungsdauer auf effektive Weise zu erreichen.
  • Das US-Patent Nr. 5.476.072 an den Erfinder offenbart ein anderes Beispiel eines PCCI-Motors, der ein Zylinderkopfdesin aufweist, das übermäßige Spannungen und strukturelle Schäden vermeiden, zu denen PCCI-Motoren naturgemäß neigen. Das heißt, der Kopf umfasst einen beweglichen Druckspeicherkolben, der sich verschiebt, um den Spitzenzylinderdruck und die Temperatur zu begrenzen. Die Kontrolle über die Bewegung des Kolbens ist aber lediglich passiv, und daher ist dieser Motor nicht in der Lage, die Verbrennung auf wirksame Weise zu stabilisieren. Zudem schlägt diese Referenz weder die Steuerung des Zeitpunkts vor, an dem eine schnelle Verbrennung auftritt, noch, wie solch eine Steuerung erreicht werden könnte.
  • Eine Veröffentlichung von Oktober 1951 mit dem Titel „Operating directions – LOHMANN BICYLCE MOTOR" offenbart einen Zweitaktmotor, der nach PCCI-Verbrennungsprinzipien betrieben wird. Das Kompressionsverhältnis ist auf der Basis der Außentemperatur, des Kraftstoffs, der Drehzahl und der Last auf kontinuierliche Weise regelbar. Dieser Motor setzt aber voraus, dass der Bediener das Kompressionsverhältnis manuell regelt. Daher kann dieser Motor keine effektive aktive Regelung der Verbrennung gewährleisten, um durch alle Betriebsbedingungen hindurch eine leistungsfähige Verbrennung mit geringen Emissionen zu erreichen. Auch die manuelle Anpassung des Kompressionsverhältnisses, ohne automatische Regelung der Temperatur, des allein Äquivalenzverhältnisses und/oder der Selbstzündungseigenschaften, wird nicht durch alle Betriebsbedingungen hindurch zu einer stabilen, optimierten Verbrennung führen.
  • Konventionelle „Zweistoffmotoren" werden sowohl mit einem gasförmigen Kraftstoffgemisch als auch mit Dieselkraftstoff betrieben. Konventionelle Zweistoffmotoren verwenden aber den Einspritzzeitpunkt des Dieselkraftstoffs, um den SOC des Luft/Kraftstoff-Gemischs zu steuern, der aus dem Einlasskanal empfangen wird. Um dieses Ergebnis zu erreichen, spritzen Zweistoffmotoren den Dieselkraftstoff etwa am oberen Totpunkt ein. Ferner ist die Menge des Dieselkraftstoffs, die in einen Zweistoffmotor eingespritzt wird, ausreichend, um zu gewährleisten, dass der gasförmige Kraftstoff im Brennraum sich entzündet und praktisch vollständig verbrennt. Als Ergebnis erzeugen Zweistoffmotoren Emissionen wie die meisten konventionellen Diesel- und Erdgasmotoren. Insbesondere bei hoher Last wird in bekannten Zweistoffmotoren, die Dieselkraftstoff und Erdgas verwenden, nur eine kleine Menge des Dieselkraftstoffs benötigt, um die Entzündung einzuleiten, und die erzeugten Emissionen entsprechen dann denen eines Erdgasmotors mit Funkenzündung. Wenn unter anderen Bedingungen im Wesentlichen Dieselkraftstoff eingespritzt wird, entsprechen die erzeugten Emissionen denen eines konventionellen Dieselmotors.
  • Demnach besteht ein Bedarf nach einem Motor, der nach PCCI-Prinzipien betrieben wird und ein Verbrennungsregelungssystem umfasst, das in der Lage ist, auf wirksame Weise den Zeitpunkt des Starts der Verbrennung oder den Ort der Verbrennung und die Geschwindigkeit oder Dauer der Verbrennung während des Motorbetriebs zu steuern.
  • WO 98/02653 A1 offenbart einen verbesserten Verbrennungsmotor und Arbeitszyklus, bei dem das Kompressionsverhältnis niedriger ist als das Expansionsver hältnis. Die Lehre betrifft nur Motoren mit Funkenzündung und traditionelle Motoren mit Kompressionszündung (Dieselmotoren) und regelt eine Kühlerumleitung der Ladeluft (Ansaugluft), um durch Beeinflussung der Temperatur, des Drucks, der Dichte und Turbulenz der Ladeluft ein Solldrehmoment und eine Sollleistung des Motors anzustreben. Das Dokument betrifft keinen Motor mit Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung (PCCI) und umfasst keinen Verbrennungszeitsensor.
  • Zusammenfassung der Erfindung
  • Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist die Bereitstellung eines Verbrennungsmotors, der in einem Modus mit Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung betreibbar ist, wobei es möglich ist, den Motor auf effektive und leistungsfähige Weise zu betreiben, insbesondere, wobei der Start der Verbrennung auf präzise Weise gesteuert werden kann.
  • Die obige Aufgabe wird durch einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 1 erreicht. Bevorzugte Ausführungsformen sind Gegenstand der Unteransprüche.
  • Ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die optimale Minimierung von Emissionen, vor allem der Stickoxid- und Partikelemissionen, bei gleichzeitiger Maximierung des Wirkungsgrads.
  • Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die optimale Steuerung der Verbrennungsentwicklung nachfolgender Verbrennungsereignisse, um das Verbrennungsereignis wirksam zu steuern.
  • Noch ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die effektive Steuerung der PCCI-Verbrennung auf solche Weise, dass akzeptable Zylinderdrucke erreicht werden, während das Verbrennungsgeräusch gleichzeitig minimiert wird.
  • Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die aktive Steuerung der Verbrennungsentwicklung künftiger Verbrennungsereignisse während des Motorbetriebs durch Messen eines Motorbetriebszustands, der die Verbrennungsentwicklung anzeigt.
  • Noch ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die effektive Regelung verschiedener Motorbetriebsstellgrößen, um den Zeitpunkt zu steuern, an dem das Verbrennungsereignis während der Kompressions- und Expansionsereignisse des Motors auftritt.
  • Noch ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, auf effektive Weise sicherzustellen, dass die Verbrennung in einem geeigneten Kurbelwinkel während des Motorzyklus auftritt, um eine stabile Verbrennung, geringe Emissionen, akzeptable Druckpegel und einen optimalen Wirkungsgrad zu gewährleisten.
  • Ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, die Temperatur, den Druck, das Äquivalenzverhältnis und/oder die Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs auf effektive Weise zu regeln, um den Zeitpunkt des Starts der Verbrennung auf präzise Weise zu steuern.
  • Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, auf effektive Weise eine kontinuierliche, stabile PCCI-Verbrennung zu erreichen, während akzeptable Zylinderdrucke und der gewünschte Wellenleistungsanteil des effektiven mittleren Arbeitsdrucks (BMEP) erreicht wird.
  • Noch ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, den Start der Verbrennung und die Verbrennungsgeschwindigkeit so zu steuern, dass gewährleistet ist, dass im Wesentlichen der gesamte Verbrennungsprozess innerhalb optimaler Kurbelwinkelgrenzen auftritt, d.h. 20 Grad BTDC bis 35 Grad ATDC, während Emissionen minimiert werden und der Wirkungsgrad maximiert wird.
  • Ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die Bereitstellung eines PCCI-Motors, der leicht gestartet werden kann.
  • Noch ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist die wirkungsvolle Minimierung von Schwankungen in den Verbrennungsereignissen der Zylinder.
  • Noch ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, den Start der Verbrennung auf effektive Weise zu steuern, um bei Änderungen in der Motorlast und in den Umgebungsbedingungen eine stabile, emissionsarme und leistungsfähige Verbrennung zu erreichen.
  • Ein anderer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, den Start der Verbrennung auf effektive Weise zu erkennen oder zu messen, um eine Rückkopplungsregelung zu erlauben, und dann die Betriebsbedingungen des Motors zu steuern, um den Start der Verbrennung zu optimieren.
  • Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es, die unverbrannten Kohlenwasserstoff- und Kohlenmonoxid-Emissionen wirksam zu minimieren.
  • Das Motorbetriebszustandserkennungsmittel des Motors kann einen Verbrennungsstartsensor umfassen, um den Start der Verbrennung zu messen bzw. zu erfassen und ein Verbrennungsstartsignal zu erzeugen. Die Verbrennungsentwicklung kann auch auf der Basis des Verbrennungsstartsignals bestimmt werden. Das Motorbetriebszustandserkennungsmittel kann ein Zylinderdrucksensor sein.
  • Kurze Beschreibung der Zeichnungen
  • 1a ist ein schematisches Diagramm einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die einen Einzelzylinder des Motors von 1b und das zugehörige Steuerungssystem zeigt;
  • 1b ist ein schematisches Diagramm eines erfindungsgemäßen Mehrzylindermotors;
  • 2 ist ein Graph, der den Zylinderdruck und die Wärmefreisetzungsrate als eine Funktion des Kurbelwinkels für den erfindungsgemäßen PCCI-Motor zeigt;
  • 3 ist ein Graph, der die scheinbare Wärmefreisetzungsrate als eine Funktion des Kurbelwinkels bei mehreren verschiedenen Motorbetriebsbedingungen zeigt;
  • 4a ist ein Graph, der die Klopfstärke als eine Funktion der Zeit für einen gegebenen Satz von Betriebsbedingungen zeigt;
  • 4b ist ein Graph, der einen brutto indizierten Arbeitsdruck (GIMEP) als eine Funktion der Zeit zeigt;
  • 4c ist ein Graph, der den Spitzendruck als eine Funktion für dieselben Bedingungen wie in 4a und 4b zeigt;
  • 5 ist ein Graph, der die scheinbare Wärmefreisetzungsrate als eine Funktion des Kurbelwinkels zeigt und die Zunahme der Wärmefreisetzungsratendauer veranschaulicht, wenn der Ort oder der Zeitpunkt der Verbrennung oder Wärmefreisetzung verzögert wird;
  • 6 ist ein Graph, der den Zylinderdruck als eine Funktion des Zylinderdrucks zeigt und die Abnahme im Spitzenzylinderdruck veranschaulicht, wenn die Wärmefreisetzungsrate verzögert wird;
  • 7a ist ein Graph, der den GIMEP als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7b ist ein Graph, der den Variationskoeffizienten des GIMEP als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7c ist ein Graph, der den Spitzenzylinderdruck als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7d ist ein Graph, der den Start der Verbrennung als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7e ist ein Graph, der die Wärmefreisetzungsdauer in Kurbelwinkelgrad als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7f ist ein Graph, der die Wärmefreisetzungsdauer in der Zeit als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7g ist ein Graph, der den brutto indizierten Wärmewirkungsgrad als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7h ist ein Graph, der kraftstoffspezifische Kohlenwasserstoffe als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7i ist ein Graph, der das kraftstoffspezifische Kohlenmonoxid als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7j ist ein Graph, der kraftstoffspezifische Stickoxidemissionen als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 7k ist ein Graph, der das Geräusch als eine Funktion der Ansaugtemperatur bei zwei verschiedenen Motordrehzahlen zeigt;
  • 8 ist ein Graph, der die scheinbare Wärmefreisetzungsrate als eine Funktion des Kurbelwinkels bei drei verschiedenen Ansaugtemperaturen zeigt;
  • 9 ist ein Graph, der sowohl den Start der Verbrennung als auch die Verbrennungsdauer als eine Funktion der Wandtemperatur zeigt;
  • 10 ist ein Graph, der sowohl den Start als auch das Ende der Verbrennung als eine Funktion des Kurbelwinkels für eine gegebene Zeitperiode zeigt, und den GIMEP für die gleiche Zeitperiode, wobei eine Glühkerze periodisch eingeschaltet wird;
  • 11 ist ein Graph, der die scheinbare Wärmefreisetzungsrate als eine Funktion des Kurbelwinkels für den Glühkerzen-Einschaltvorgang von 10 zeigt;
  • 12 offenbart eine Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Endzylinder-Ausgleichssystems, um die Temperaturregelung von Zylinder zu Zylinder zu gewährleisten;
  • 13 ist ein schematisches Diagramm einer zweiten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Endzylinder-Ausgleichssystems, um die Temperaturregelung von Zylinder zu Zylinder zu gewährleisten;
  • 14 ist ein Graph, der den Einfluss des Veränderns der Einlass- und Auslassventilöffnungs- und -schließereignisse auf die Temperatur am oberen Totpunkt (TDC) zeigt;
  • 15 ist ein Graph, der den Einfluss des Veränderns der Einlass- und Auslassventilöffnungs- und -schließereignisse und des variablen Kompressionsverhältnisses auf die Restmassenfraktion und die Temperatur am oberen Totpunkt zeigt;
  • 16 ist ein Graph, der sowohl den Zylinderdruck als auch die Wärmefreisetzung als eine Funktion des Kurbelwinkels für verschiedene Abgasventilspieleinstellungen zeigt;
  • 17 ist ein Graph, der den Einfluss des Änderns der Abgasrückführung (AGR) auf den Ort der Wärmefreisetzungsrate relativ zum Kurbelwinkel und den Einfluss von Änderungen der AGR auf die Größe der Wärmefreisetzungsrate zeigt;
  • 18 ist ein Graph, der den Einfluss des Änderns der AGR-Rate auf den Startzeitpunkt der Verbrennung zeigt;
  • 19 ist eine Schematik eines erfindungsgemäßen verbesserten Motors, der einen Zylinder aufweist, der unter PCCI-Bedingungen betrieben wird, um die Verwendung der AGR zu optimieren;
  • 20 ist ein Graph, der den Einfluss des Änderns des Kompressionsverhältnisses auf die Temperatur am oberen Totpunkt zeigt;
  • 21 ist ein Graph, der den Start der Verbrennung als eine Funktion der Ansaugtemperatur und den Einfluss des Änderns des Kompressionsverhältnisses auf den Start der Verbrennung und die Ansaugtemperatur zeigt;
  • 22a ist eine partielle Querschnittsansicht eines Zylinders des erfindungsgemäßen PCCI-Motors mit einer Ausführungsform einer Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses;
  • 22b ist eine partielle Querschnittsansicht eines Zylinders des erfindungsgemäßen PCCI-Motors, die eine zweite Ausführungsform einer Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses zeigt;
  • 22c ist eine partielle Querschnittsansicht eines Zylinders des erfindungsgemäßen PCCI-Motors, die eine dritte Ausführungsform einer Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses zeigt;
  • 22 ist eine partielle Querschnittsansicht eines Zylinders des erfindungsgemäßen PCCI-Motors, die eine vierte Ausführungsform einer Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses zeigt;
  • 23 ist ein schematisches Diagramm eines erfindungsgemäßen PCCI-Gegenkolbenmotors mit einem variablen Phasenverschiebungsmechanismus zum Variieren des Kompressionsverhältnisses;
  • 24 ist eine Seitenansicht des Differentialmechanismus, der im variablen Phasenverschiebungsmechanismus von 23 verwendet wird;
  • 25 ist ein Graph, der das Kompressionsverhältnis als eine Funktion der außerphasigen Grade zweier Kolben im Gegenkolbenmotor zum Beispiel von 23 zeigt und verschiedene Kompressionsverhältniseinstellungen veranschaulicht;
  • 26 ist ein Graph, der ein Zylindervolumen als eine Funktion des Kurbelwinkels eines Bezugskolbens in einem PCCI-Gegenkolbenmotor zeigt, der zeigt, dass das Kompressionsverhältnis mit außerphasiger werdendem Kolben abnimmt;
  • 27 ist ein Graph, der den Einfluss des Änderns der Einlass- und Auslassventilöffnungs- und -schließereignisse und des Variierens des Kompressionsverhältnisses auf den Prozentsatz der Basislinien-Luftdurchflussrate und die TDC-Temperatur zeigt;
  • 28 ist ein Graph, der den Einfluss von Änderungen in den Einlass- und Auslassventilöffnungs- und -schließereignissen und des Variierens des Kompressionsverhältnisses auf den spezifischen Diesel-Äquivalent-Bremskraftstoffverbrauch (BSFC) und die TDC-Temperatur zeigt;
  • 29 ist ein Graph, der den Einfluss von Änderungen in den Einlass- und Auslassventilöffnungs- und -schließereignissen und des Variierens des Kompressionsverhältnisses auf den Spitzenzylinderdruck und die TDC-Temperatur zeigt;
  • 30 ist ein Graph, der den Einfluss der Wassereinspritzung auf die Ansaugtemperatur und die Temperatur am oberen Totpunkt zeigt;
  • 31a ist ein Graph, der die Verbrennungsdauer in Kurbelwinkelgrad als eine Funktion des Ansaugkrümmerdrucks (IMP) zeigt;
  • 31b ist ein Graph, der die Verbrennungsdauer in der Zeit als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31c ist ein Graph, der den Einfluss von Änderungen im IMP auf die Größe und den Zeitpunkt oder den Ort der Wärmefreisetzungsrate zeigt;
  • 31d ist ein Graph, der den Zeitpunkt und den Kurbelwinkelgrad des Starts der Verbrennung als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31e ist ein Graph, der kraftstoffspezifische Kohlenwasserstoffe als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31f ist ein Graph, der den GIMEP als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31g ist ein Graph, der den brutto indizierten Wärmewirkungsgrad als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31h ist ein Graph, der das kraftstoffspezifische Kohlenmonoxid als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31i ist ein Graph, der kraftstoffspezifische Stickoxidemissionen als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31j ist ein Graph, der den Variationskoeffizienten des GIMEP als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31k ist ein Graph, der den Spitzenzylinderdruck als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31l ist ein Graph, der das Geräusch als eine Funktion des IMP zeigt;
  • 31m ist ein Graph, der den Einfluss des Erhöhens des IMP auf den Spitzenzylinderdruck und den GIMEP zeigt;
  • 32 ist ein Graph, der den Einfluss verschiedener Arten von Spuren auf einen Start der Verbrennung und die Temperatur zeigt;
  • 33 ist ein Graph, der den Einfluss zusätzlicher Ozonmengen auf den Vorschub des Starts der Verbrennung zeigt;
  • 34 ist ein Graph, der den Einfluss des Variierens des im vorliegenden PCCI-Motor verwendeten Kraftstofftyps auf den Start der Verbrennung zeigt;
  • 35 ist ein Graph, der die scheinbare Wärmefreisetzungsdauer als eine Funktion des Äquivalenzverhältnisses zeigt;
  • 36 ist ein Graph, der den Start der Verbrennung in Kurbelwinkelgrad als eine Funktion des Äquivalenzverhältnisses zeigt;
  • 37 ist ein Graph, der den Einfluss von Veränderungen im Äquivalenzverhältnis auf den Start der Verbrennung zeigt;
  • 38 ist ein Graph, der den Einfluss von Veränderungen im Äquivalenzverhältnis auf die Größe und den Zeitpunkt oder die Stelle der Wärmefreisetzungsrate zeigt;
  • 39 ist ein Graph, der den Einfluss des Äquivalenzverhältnisses auf das Kompressordruckverhältnis und die Kompressorauslasstemperatur zeigt;
  • 40 ist ein Graph, der den Einfluss des Veränderns des Äquivalenzverhältnisses auf den spezifischen Bremskraftstoffverbrauch (BSFC) zeigt;
  • 41 ist ein Graph, der Unterschiede im mittleren Pumparbeitsdruck und im GIMEP für zwei unterschiedlich große Turbinengehäuse zeigt;
  • 42 ist ein Graph, den Diesel-Aquivalent-BSFC und den BMEP für zwei verschieden große Turbinengehäuse zeigt;
  • 43 ist ein Graph, der die Turbinenrotordrehzahl und den Ansaugluftdruck für zwei verschieden große Turbinengehäuse zeigt;
  • 44 ist ein Graph, der die kraftstoffspezifischen Stickoxidemissionen für die PCCI-Verbrennung mit verschiedenen Kraftstoffen im Vergleich zu einem typischen Dieselmotor mit Selbstzündung zeigt;
  • 45 ist ein Graph, der Emissionen als eine Funktion der Motordrehzahl zeigt;
  • 46 ist ein Graph, der Emissionen als eine Funktion der Temperatur am unteren Totpunkt zeigt;
  • 47 ist ein Graph, der das kraftstoffspezifische Kohlenmonoxid als eine Funktion der Flammentemperatur am Ende der Verbrennung zeigt;
  • 48a–50b sind partielle Querschnittsansichten eines Einzelzylinders des erfindungsgemäßen PCCI-Motors, die eine alternative Ausfüh rungsform mit verschiedenen spaltminimierenden Merkmalen zeigt; und
  • 51 ist ein Graph, der den Einfluss verschiedener Prozentsätze von Dieselvoreinspritzungen auf den Ort und die Form der Wärmefreisetzungsrate zeigt;
  • 52 ist ein schematisches Diagramm einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die ein Zungenventil zum Regeln des Ansaugluftstroms zeigt;
  • 53 ist ein Graph, der die kumulative Wärmefreisetzung und den von einer Regelung im erfindungsgemäßen PCCI-Motor bestimmten SOC als eine Funktion des Kurbelwinkels zeigt;
  • 54 ist ein Graph, der den GIMEP und die Ansaugkrümmertemperatur als eine Funktion des Starts der Verbrennung zeigt;
  • 55 ist ein Graph, der den Druck als eine Funktion des Volumens für ein konventionelles PCCI-Verbrennungsereignis zeigt;
  • 56 ist ein Graph, der den Druck als eine Funktion des Volumens für eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung mit eines Abschnitts mit konstantem Druck zeigt;
  • 57 ist ein schematisches Diagramm einer anderen Ausführungsform des vorliegenden PCCI-Motors;
  • 58 ist ein schematisches Diagramm einer weiteren Ausführungsform einschließlich eines Pumpzylinders, um den Wärmewirkungsgrad des Motors zu verbessern;
  • 59A–59D zeigen die verschiedenen Positionen der Kraftkolben und der Pumpkolben der Ausführungsform von 58 an verschiedenen Punkten in einem Zyklus;
  • 60 ist ein schematisches Diagramm einer weiteren Ausführungsform des erfindungsgemäßen PCCI-Motors einschließlich eines Pumpzylinders, um den Wärmewirkungsgrad des Motors zu verbessern;
  • 61 ist ein Graph, der den effektiven Strömungsquerschnitt der Auslassventile und Einlassventile des Motors von 60 als eine Funktion des Kurbelwinkels zeigt;
  • 62A–62E zeigen die verschiedenen Positionen der Kraftkolben und der Pumpkolben der Ausführungsform von 60 an verschiedenen Punkten in einem Zyklus;
  • 63 ist ein schematisches Diagramm einer weiteren Ausführungsform des erfindungsgemäßen PCCI-Motors einschließlich eines Verdrängers zum Regeln des SOC;
  • 64 ist ein schematisches Diagramm des Motors von 63, das den sich zwischen Positionen bewegenden Verdränger zeigt;
  • 65A–65D offenbaren eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung einschließlich einer variablen Auslassventilschließung, um die AGR zu steuern;
  • 66 ist eine Schematik einer Ausführungsform zum Steuern des Zeitpunkts der Auslassventilschließung zur AGR-Steuerung;
  • 67 ist eine detaillierte Ansicht des Hydraulikstangensystems, das in der Ausführungsform von 66 verwendet wird; und
  • 68 ist ein schematisches Diagramm einer zweiten Ausführungsform zum Steuern des Zeitpunkts der Auslassventilschließung zur AGR-Steuerung.
  • Ausführliche Beschreibung der Erfindung
  • Die vorliegende Erfindung betrifft einen verbesserten Motor mit kompressionsgezündeter Verbrennung einer vorgemischten Ladung (PCCI) und ein Steuerungssystem, um den Motor so zu steuern, dass Emissionen auf optimale Weise minimiert werden, während der Wirkungsgrad maximiert wird. Im Sinne dieser Anmeldung bezieht sich PCCI auf jeden Motor oder Verbrennungsprozess, in welchem: 1) die große Mehrheit des Kraftstoffs ausreichend mit der Luft vorgemischt ist, um während der Aufladung am Zündzeitpunkt und während der Verbrennung ein brennbares Gemisch zu formen; und 2) die Verbrennung durch Kompressionszündung eingeleitet wird. PCCI bezieht sich auch auf jeden Motor mit Selbstzündung und Verbrennungsprozess, in welchem der Kraftstoff und die Luft lange vor der Zündung vorgemischt werden. Als Ergebnis beeinflusst der Zeitpunkt der Kraftstoffeinspritzung im PCCI-Motor den Zündzeitpunkt des Luft/Kraftstoff-Gemischs nicht auf signifikante Weise. Es versteht sich auch, dass PCCI auch Motoren und Prozesse mit kompressionsgezündeter Verbrennung einer homogenen Ladung (HCCI) umfasst, in welchen das Gemisch zu Beginn der Verbrennung in einem homogenen oder nahezu homogenen Zustand vorliegt. In der vorliegenden Erfindung ist das Luft/Kraftstoff-Gemisch gründlich gemischt, um ein sehr mageres homogenes Gemisch zu ergeben, oder ist auf eine Weise gemischt, um ein weniger homogenes Gemisch mit einer gewünschten Luft/Kraftstoff-Stratifikation zu ergeben, um relativ gleichmäßige, niedrige Flammentemperaturen zu gewährleisten, die zu extrem niedrigen Stickoxid (NOx)-Emissionen führen. Es versteht sich, dass einige Motoren ständig unter PCCI-Bedingungen betrieben werden, während andere Motoren konstruktionsbedingt oder unbeabsichtigt nur eine begrenzte Betriebsperiode lang unter PCCI-Bedingungen betrieben werden können.
  • Die Anmelder haben erkannt, dass der Schlüssel für die Produktion eines kommerziell lebensfähigen PCCI-Motors in der Steuerung der Verbrennungsentwicklung von nachfolgenden oder künftigen Verbrennungsereignissen liegt, derart, dass sie zu extrem niedrigen NOx-Emissionen resultieren, kombiniert mit einem sehr guten Gesamtwirkungsgrad, einer guten Verbrennungsgeräuschreduzierung und einem akzeptablen Zylinderdruck. Die Verbrennungsentwicklung für einen bestimmten Zyklus kann die Zeit einschließen, in welcher die Verbrennung auftritt (Verbrennungszeitpunkt), die Verbrennungsgeschwindigkeit (Wärmefreisetzungsrate), die Dauer der Verbrennung und/oder die Vollständigkeit der Verbrennung. Die Anmelder haben festgestellt, dass die Verbrennungsentwicklung und vor allem der Verbrennungszeitpunkt einer Vielzahl von Faktoren gegenüber empfindlich ist und von diesen abhängig ist, zu denen Änderungen in den Last- und Umgebungsbedingungen gehören. Das erfindungsgemäße Motor- und Steuerungssystem wirkt, um während des Motorbetriebs die Verbrennungsentwicklung künftiger Verbrennungsereignisse aktiv zu steuern, um zu gewähr leisten, dass die gewünschte Verbrennung und der gewünschte Motorbetrieb aufrechterhalten werden. In der bevorzugten Ausführungsform steuert das vorliegende Motor- und Steuerungssystem den Verbrennungszeitpunkt während der Kompressions- und Expansionsereignisse des Motors.
  • 1a und 1b veranschaulichen das erfindungsgemäße PCCI-Motor- und Steuerungssystem, das allgemein mit 10 angegeben ist. 1a zeigt einen einzelnen Motorzylinder 12 des in 1b gezeigten Mehrzylinder-Hubkolbenmotors. Das erfindungsgemäße PCCI-Steuerungssystem kann selbstverständlich verwendet werden, um die PCCI-Verbrennung in einem Motor zu steuern, der nur einen Zylinder oder eine beliebige Anzahl von Zylindern aufweist, zum Beispiel ein Vier-, Sechs-, Acht- oder Zwölfzylinder-Verbrennungsmotor. Obwohl das vorliegende PCCI-Steuerungssystem primär in Bezug auf einen Viertaktmotor erläutert wird, könnte das vorliegende PCCI-Steuerungssystem auf einen Zweitaktmotor angewendet werden. Das erfindungsgemäße PCCI-System kann auch zur Verwendung in jedem Verbrennungsmotor geeignet sein, der Kompressions-, Verbrennungs- und Expansionsereignisse aufweist, einschließlich eines Rotationskolbenmotors und eines Freikolbenmotors.
  • Wie in 1a gezeigt, ist ein Kolben 14 auf hin- und herlaufende Weise im Zylinder angebracht, um einen Brennraum 13 zu formen. Der Kolben überträgt Kräfte, die durch ein Verbrennungsereignis erzeugt werden, an ein konventionelles Motorantriebssystem. Bezug nehmend auf 1a und 1b führt ein Ansaugluftsystem 23, das einen Ansaugkrümmer 15 umfasst, einer jeweiligen Einlassöffnung 26, die jedem Zylinder 12 zugeordnet ist, Ansaugluft oder ein Luft/Kraftstoff-Gemisch zu. Dementsprechend empfängt ein Abgassystem 27, das einen Abgaskrümmer 17 umfasst, Abgase, die aus den Auslassöffnungen 31 strömen. Ein oder mehrere Einlassventile wie ein Einlassventil 19 und ein oder mehrere Auslassventile wie das Auslassventil 21 werden durch ein konventionelles Ventilsteuerungssystem oder eine variable Ventilsteuerzeitenregelung zwischen offenen und geschlossenen Positionen bewegt, um den Strom jeweils der Ansaugluft oder des Luft/Kraftstoff-Gemischs in den und der Abgase aus dem Zylinder zu regeln.
  • Das PCCI-System 10 umfasst einen Verbrennungssensor 16, um einen Motorbetriebszustand, der die Verbrennungsentwicklung anzeigt, zu messen bzw. zu er fassen oder zu erkennen, und ein entsprechendes Signal 18 auszugeben. In der bevorzugten Ausführungsform erlaubt der Sensor 16 die wirksame Verbrennungssteuerungsfähigkeit, indem er einen Motorbetriebszustand oder -parameter erkennt, der sich direkt auf den Zeitpunkt bezieht oder diesen anzeigt, an dem das Verbrennungsereignis während des Kompressions- oder Expansionshubs auftritt, d.h., bevorzugt der Start der Verbrennung (SOC). Zum Beispiel kann ein Zylinderdrucksensor an einem oder allen Zylindern vorgesehen sein, um den SOC auf einer zyklusweisen Basis zu messen. In diesem Fall stellt der Sensor 16 auch andere Motorzustandsdaten bereit, wie z.B. Daten über die Verbrennungsgeschwindigkeit, die Verbrennungsdauer, den Kurbelwinkel, an dem der Spitzenzylinderdruck auftritt, den Ort des Verbrennungsereignisses oder der Wärmefreisetzung und das Ende der Verbrennung, die alle anstelle der Daten über den Start der Verbrennung verwendet werden können. Jedes konventionelle Mittel zum Erkennen des Starts der Verbrennung kann verwendet werden, zum Beispiel durch Messen eines sehr schnellen Anstiegs im Zylinderdruck. Auch andere Formen von Sensoren können verwendet werden, einschließlich Beschleunigungsmesser, Ionensonden, optische Diagnose, Dehnungsmesser und/oder Thermoelemente im Zylinderkopf, in der Zylinderbuchse oder im Kolben. Auch Drehmoment- oder Drehzahlsensoren können verwendet werden, um Änderungen im Motordrehmoment oder in der Motordrehzahl zu erkennen, die mit jedem Verbrennungsereignis einhergehen. Alternativ dazu oder zusätzlich kann ein Emissionssensor verwendet werden, um Emissionen zu erkennen, die eine bekannte Korrelation zur Vollständigkeit der Verbrennung haben.
  • Der Sensor 16 erlaubt die Rückkopplungsregelung durch eine elektronische Steuereinheit 20 (ECU). Die ECU 20 empfängt das Signal 18, verarbeitet das Signal und bestimmt einen Verbrennungsentwicklungsistwert, d.h. einen Wert für den Start der Verbrennung. Der Verbrennungsentwicklungsistwert wird dann mit einem vorbestimmten Verbrennungsentwicklungssollwert verglichen, der zum Beispiel aus einer Nachschlagetabelle erhalten wird. Auf der Basis des Vergleichs des Verbrennungsentwicklungsistwerts mit dem Verbrennungsentwicklungssollwert erzeugt die ECU 20 dann mehrere Ausgangssignale, die mit 22 angegeben sind, um die jeweiligen Systemkomponenten auf variable Weise zu steuern, um in der bevorzugten Ausführungsform auf effektive Weise zu gewährleisten, dass der SOC und das Ende der Verbrennung zwischen 20 Grad vor dem oberen Totpunkt (BTDC) während des Kompressionshubs und 35 Grad nach dem oberen Totpunkt (ATDC) während des Krafthubs des Kolbens auftreten, wodurch NOx-Emissionen minimiert werden, während der Wirkungsgrad des Motors maximiert wird. Das PCCI-Verbrennungsregelungssystem wird bevorzugt in Software implementiert, die in der ECU 20 enthalten ist, die eine zentrale Verarbeitungseinheit wie einen Mikrocontroller, Mikroprozessor oder eine sonstige geeignete Mikrorechnereinheit einschließt. Natürlich kann die Position des Kolbens auch durch Erkennen der Winkelposition der Kurbelwelle oder Messen der Istposition des Kolbens bestimmt werden.
  • Wie hierin erläutert, kann das PCCI-System 10 diverse Komponenten zur Optimierung des Verbrennungsereignisses umfassen. Die Aufgaben der vorliegenden Erfindung, d.h. niedrige Stickoxid (NOx)-Emissionen, hoher Wirkungsgrad usw., können durch jede der Steuerungskomponenten oder durch jede Kombination der Komponenten erreicht werden. Das heißt, wie in 1b gezeigt, ein Kompressor 24 kann entlang eines Ansaugluftsystems 23 vor dem Ansaugkrümmer 15 vorgesehen sein, um den Ansaugladedruck zu variieren. Der Kompressor 24 kann durch jedes konventionelle Mittel angetrieben werden, wie z.B. eine abgasgetriebene Turbine 25. Eine Umleitung 33 mit einem Nebenauslassventil 43 kann auf konventionelle Weise vorgesehen sein. Ein zweiter Kompressor oder Auflader 58 kann vor dem Kompressor 24 vorgesehen sein. Der Auflader 58 wird mechanisch durch das Motorantriebssystem angetrieben. Auch ein Ladeluftkühler 28 kann hinter dem Kompressor 24 vorgesehen sein. Auch ein Ansauglufterhitzer 30 (wie z.B. ein Brenner, Wärmeaustauscher oder ein elektrischer Erhitzer) kann zum Beispiel hinter dem Kühler 28 vorgesehen sein, wie in 1b gezeigt, oder, alternativ dazu, vor dem Kompressor 24. Auch ein individueller Erhitzer 29 kann in der Einlassöffnung 26 vorgesehen sein, die jedem Zylinder 12 zugeordnet ist, um eine schnellere Regelung der Ansaugkrümmertemperatur für jeden Zylinder zu ermöglichen, um sowohl die Einzelzylinderverbrennungsregelung als auch das Gleichgewicht der Verbrennung zwischen den Zylindern zu verbessern. Der Kompressor 24, der Kühler 28 und der Erhitzer 30 schließen jeweils Steuergeräte ein, um den Einfluss der betreffenden Komponente auf den Druck/die Temperatur der Ansaugluft oder des Gemischs zu variieren. Zum Beispiel kann ein Umgehungs- oder Nebenauslassventil 43 verwendet werden, um die Abgasmenge zu regulieren, die vom zugehörigen Abgassystem, das mit einer Abgasleitung 31 verbunden ist, der Turbine 25 zugeführt wird, wodurch der Ansaugdruck wie gewünscht variiert werden kann. Auf ähnli che Weise kann ein Regelventil im Kühlflüssigkeitsströmungsweg zum Kühler 28 vorgesehen sein, um die variable Regelung der Kühlwirkung des Kühlers 28 zu erlauben. Dementsprechend können variable Regler verschiedenen Typs verwendet werden, um die Heizwirkung des Erhitzers 30 zu variieren. Ausgangssignale 22 von der ECU 20 werden diesen verschiedenen Steuergeräten zugeführt, um den Kompressor 24, den Kühler 28 und den Erhitzer 30 so zu regeln, dass der Druck und die Temperatur der Ansaugluft oder des Gemischs bevorzugt auf einer zyklusweisen Basis auf variable Weise geregelt wird.
  • Zusätzlich kann das PCCI-System 10 eine Vielzahl von Kraftstoffzuleitungen 32 und 34 aufweisen, um Kraftstoffe mit verschiedenen Selbstzündungseigenschaften (zum Beispiel verschiedene Octan- oder Methanzahlen oder Aktivierungsenergieniveaus) in den Ansaugluftstrom einzuleiten. Die Kraftstoffregelventile 39 und 41 werden verwendet, um jeweils die Menge des Kraftstoffs zu regeln, die von jeder Kraftstoffzuleitung 32, 34 abgegeben wird. Zum Beispiel kann Kraftstoff entlang des Ansaugluftwegs zwischen dem Kühler 28 und dem Lufterhitzer 30 zugeführt werden, wie in 1b gezeigt. Natürlich kann Kraftstoff an verschiedenen Stellen entlang der Ansaugleitung des Motors eingeleitet werden, wie vor dem Kühler, z.B. vor dem Kompressor. Alternativ dazu kann der Kraftstoff zum Beispiel durch eine Einspritzdüse 35 in den jeweiligen Ansaugkanal 26 eingespritzt werden, der jedem Zylinder zugeordnet ist, wie in 1a gezeigt.
  • Das vorliegende PCCI-System 10 weist auch ein wichtiges variables Kompressionsverhältnismittel 38 auf, um das Kompressionsverhältnis so zu variieren, dass das Verbrennungsereignis vorteilhafterweise wie gewünscht vorgeschoben oder verzögert wird. Zum Beispiel kann das variable Kompressionsverhältnismittel die Form eines Steuermechanismus zum Verändern der Form des Brennraums oder der Höhe des Kolbens aufweisen, um das effektive Kompressionsverhältnis zu variieren. Das effektive Kompressionsverhältnis kann auch durch Variieren des Schließzeitpunkts des Einlassventils 19 verändert werden, wie weiter unten eingehender erläutert. Die Variation des Öffnungs- und Schließzeitpunkts der Einlass- und Auslassventile kann mit jedem konventionellen variablen Ventilsteuerungssystems erfolgen, das in der Lage ist, Signale von der ECU 20 zu empfangen und die Öffnung und/oder Schließung der Ventile den im folgenden dargelegten Prinzipien entsprechend zu variieren.
  • Zusätzlich kann eine Verdünnungsmitteleinspritzung in den Zylinder mit Hilfe einer Einspritzdüse 40 durchgeführt werden, um ein Gas oder eine Flüssigkeit wie z.B. Luft, Stickstoff, Kohlendioxid, Abgas, Wasser usw. in den Zylinder einzuspritzen, um die Temperatur und die Temperaturverteilung im Zylinder zu verändern und das Verbrennungsereignis dadurch zu steuern. Dementsprechend kann ein Verdünnungsmittel zum Beispiel durch eine Einspritzdüse 42 in den Ansaugkanal 26 eingespritzt werden.
  • Das vorliegende PCCI-System kann auch eine Kraftstoffeinspritzdüse 36 umfassen, um Kraftstoff 37, z.B. Dieselkraftstoff, direkt in den Brennraum einzuspritzen. Der Kraftstoff 37 wird eher früh im Kompressionsereignis, bevorzugt etwa zwischen 180 Grad und 60 Grad BTDC, wie weiter unten beschrieben, oder später im Kompressionsereignis nahe am TDC eingespritzt.
  • Durch Einspritzen des Kraftstoffs 37 früh im Kompressionsereignis wird er gründlicher mit dem vom Ansaugkanal empfangenen Kraftstoff/Luft-Gemisch vermischt, als dies bei einem Dieselmotor der Fall wäre, wodurch ein wünschenswerter Verbrennungsvorgang gewährleistet wird, insbesondere wird der Kraftstoff bei einem magereren Äquivalenzverhältnis verbrannt, was zu viel niedrigeren NOx-Emissionen führt. Der Start oder die Einleitung der Verbrennung (SOC) des Kraftstoff/Luft-Gemischs, das vom Ansaugkanal empfangen wird, kann variiert werden, indem die Menge des eingespritzten Kraftstoffs 37 geregelt wird. Zum Beispiel kann ein früheres Verbrennungsereignis erreicht werden, indem die Menge des Kraftstoffs 37 erhöht wird, während der Zeitpunkt des Verbrennungsereignisses durch Verringern der Menge des eingespritzten Kraftstoffs 37 verzögert werden kann.
  • Durch Einspritzen des Kraftstoffs 37 später im Kompressionshub, das heißt nahe am TDC, können konventionelle Diesel kraftstoffeinspritzsysteme benutzt werden. Dieser Ansatz kann mit der Einleitung eines oder mehrerer zusätzlicher Kraftstofftypen in den Ansaugkrümmer kombiniert werden, um einen PCCI-Betriebsmodus zu erreichen. Das heißt, der in den Ansaugkrümmer eingeleitete Kraftstoff weist eine höhere Luftüberschusszahl auf. Die Luftüberschusszahl ist das Ist-Luft/Kraftstoff-Verhältnis dividiert durch das Luft/Kraftstoff-Verhältnis unter stöchiometrischen Bedingungen. Bei der sehr mageren Luftüberschusszahl ist die Verbrennung entlang einer Flammenfront unmöglich. Die Selbstzündung ist aber möglich, was die Verbrennung eines Gemisches gestattet, das zu mager wäre, um in einem typischen Motor mit Funkenzündung zu brennen. Die Anmelder haben herausgefunden, dass die PCCI-Verbrennung nicht von einer einzigen Stelle aus beginnt und sich von dieser ausbreitet. Im Gegenteil, die Ergebnisse zeigen, dass die Verbrennung mehrfache Entzündungsstellen aufweist, die durch den ganzen Brennraum hindurch verteilt sind.
  • Für eine effiziente, emissionsarme PCCI-Verbrennung ist es wichtig, dass die Verbrennung während eines geeigneten Kurbelwinkelbereichs während des Motorzyklus auftritt. Wenn die Verbrennung zu früh startet, werden die Zylinderdrucke zu hoch, worunter der Wirkungsgrad leidet. Wenn die Verbrennung zu spät startet, dann wird die Verbrennung unvollständig, was zu schlechten HC-Emissionen, einem schlechten Wirkungsgrad, hohen Kohlenmonoxid (CO)-Emissionen und schlechter Stabilität führt. Die Anmelder haben ermittelt, dass der Zeitpunkt des SOC und die Verbrennungsgeschwindigkeit, und daher die Verbrennungsdauer in einem PCCI-Motor primär abhängig sind von der Temperaturentwicklung; der Druckentwicklung; den Selbstzündungseigenschaften des Kraftstoffs, z.B. die Octan-/Methanzahl oder Aktivierungsenergie, und der Zusammensetzung der im Zylinder eingeschlossenen Ladeluft (Sauerstoffgehalt, AGR, Feuchtigkeit, Äquivalenzverhältnis usw.). Die vorliegende Erfindung schlägt einen strukturierten Ansatz vor, um diese Variablen auf solche Weise zu beeinflussen, dass der Start der Verbrennung und/oder die Verbrennungsgeschwindigkeit (Wärmefreisetzungsrate) durch verschiedene Kombinationen von Stellgrößen gesteuert werden, die im folgenden eingehender erläutert werden.
  • Die verschiedenen Stellgrößen zum Steuern des Starts der Verbrennung und der Verbrennungsgeschwindigkeit werden geregelt/variiert, um durch alle Motorbetriebsbedingungen hindurch eine optimale Verbrennung zu gewährleisten, um dadurch niedrige NOx-Emissionen und einen hohen Wirkungsgrad zu erreichen. Die Anwendung dieser Stellgrößen bewirkt, dass die Verbrennung relativ zur oberen Totpunktposition des Motorkolbens innerhalb eines bevorzugten Kurbelwinkelbereichs auftritt. Das heißt, die Anmelder haben erkannt, dass im Wesentlichen das gesamte Verbrennungsereignis zwischen 20 Kurbelwinkelgrad BTDC und 35 Kurbelwinkelgrad ATDC auftreten sollte. Bevorzugt sollte die Verbrennung auch zwischen 20 Kurbelwinkelgrad BTDC und 10 Kurbelwinkelgrad ATDC eingeleitet werden, und idealerweise etwa zwischen 10 Grad BTDC und 5 Grad ATDC. Zudem wird die Dauer eines Verbrennungsereignisses typischerweise einem Kurbelwinkel im Bereich von 5–30 Kurbelwinkelgrad entsprechen. Bevorzugt werden aber eine oder mehrere der unten angeführten Stellgrößen geregelt, um die Verbrennungsdauer auf etwa 30–40 Grad zu verlängern, um wünschenswerte Spitzenzylinderdrucke und Geräuschreduzierung zu erreichen. Dadurch wird die optimale Regelung der einen oder mehreren folgenden Stellgrößen den Start der Verbrennung und/oder die Verbrennungsgeschwindigkeit auf effektive Weise so steuern, dass im Wesentlichen das gesamte Verbrennungsereignis zwischen 20 Kurbelwinkelgrad BTDC und 35 Kurbelwinkelgrad ATDC auftritt. Natürlich kann es Bedingungen geben, unter denen der Start der Verbrennung außerhalb des oben genannten Kurbelwinkelbereichs auftritt und/oder die Dauer der Verbrennungsdauer im PCCI-Motor über einen breiteren Kurbelwinkelbereich hinweg auftritt oder über die oben beschriebene Grenze hinausgehen kann.
  • Die Anmelder haben gezeigt, dass eine stabile, leistungsfähige PCCI-Verbrennung erreicht werden kann, wenn der Großteil der Wärmefreisetzung nach dem TDC auftritt. Zum Beispiel kann der Schwerpunkt der Wärmefreisetzung bei 5° ATDC liegen, wie in 2 gezeigt. Die Anmelder haben gezeigt, das bei leichter Last und mageren Bedingungen, wie in 3 gezeigt, die Wärmefreisetzungsdauer im Bereich von etwa 21,5–25 Kurbelwinkelgrad liegen kann.
  • Wie in 4a, 4b und 4c gezeigt, haben die Anmelder festgestellt, dass bei einem Motor, der nahe an der Fehlzündungsgrenze läuft, der SOC und das Ende der Verbrennung (EOC) progressiv verzögert werden und die Wärmefreisetzungsdauer länger wird. Der brutto indizierte mittlere Arbeitsdruck (GIMEP) durchläuft ein Maximum, wenn der SOC auf nach dem TDC verzögert wird. Unterdessen nehmen die Klopfstärke und der Spitzenzylinderdruck (PCP) nahe an der Fehlzündungsgrenze wesentlich ab, während der GIMEP akzeptabel bleibt. Wie in 5 gezeigt, nimmt auch die Spitzenwärmefreisetzungsrate ab und die Wärmefreisetzungsdauer nimmt zu, wenn die Fehlzündungsgrenze angenähert wird. Unterdessen nimmt der Spitzenzylinderdruck ab, während sich die Wärmefreisetzungsrate verlangsamt (siehe 6). Es ist klar, dass der Motor diesen Reaktionsprozess ohne geeignete Regelungen, die hierin erläutert werden, nicht aufrechterhalten kann. Die Anmelder haben ermittelt, dass der Punkt des besten Betriebs auftritt, wenn der SOC einige Grad nach dem TDC auftritt. Die Verbesserung der PCP-GIMEP-Nachteils bei der PCCI-Verbrennung erfordert zweifellos einen SOC nach dem TDC. Aufgrund dessen ist klar, dass eine aktive Regelung notwendig ist, um den SOC und die Verbrennungsdauer jeweils auf die gewünschte Stelle und die gewünschte Länge zu halten, um eine effektive, leistungsfähige PCCI-Verbrennung zu erreichen.
  • Die Variationen im SOC zwischen aufeinanderfolgenden Verbrennungsereignissen in einem Einzylindermotor und zwischen Zylinder in einem Mehrzylindermotor ist auf die Empfindlichkeit der PCCI-Verbrennung der Druck- und Temperaturentwicklung gegenüber zurückzuführen, die zum jeweiligen Verbrennungsereignis führt. Sehr kleine Variationen im Kompressionsverhältnis, der Menge der eingeschlossenen Rückstände, den Wandtemperaturen usw. haben signifikanten Einfluss auf die Druck- und Temperaturentwicklung. Der vorliegende PCCI-Motor und das vorliegende Verfahren zum Betreiben des Motors umfassen Stellgrößen, die in der Lage sind, diese Variationen auszugleichen und zu regeln, um eine optimale PCCI-Verbrennung zu erreichen.
  • Allgemein können die Stellgrößen, die verwendet werden können, um den Start der Verbrennung und die Verbrennungsgeschwindigkeit wirksam zu steuern, um zu gewährleisten, dass im Wesentlichen der ganze Verbrennungsvorgang innerhalb der optimalen Kurbelwinkelgrenze auftritt, d.h. 20 Grad BTDC bis 35 Grad ATDC, während Emissionen minimiert und der Wirkungsgrad maximiert werden, in vier Regelungskategorien eingeteilt werden: Temperaturregelung; Druckregelung; Regelung der Selbstzündungseigenschaften des Gemischs; und Regelung des Äquivalenzverhältnisses.
  • Temperaturregelung
  • Die Temperatur des Luft/Kraftstoff-Gemischs im Zylinder (Zylinderinnentemperatur) spielt eine wichtige Rolle bei der Bestimmung des Starts der Verbrennung. Die Zylinderinnentemperatur kann variiert werden, um den Start der Verbrennung zu steuern, indem bestimmte Schlüsselstellgrößen wie das Kompressionsverhältnis (CR), die Ansaugkrümmertemperatur (IMT), die Abgasrückführung (AGR), die Restmassenfraktion (RMF), die Wärmeübertragung und die Temperaturstratifikation variiert werden.
  • Die Anmelder haben ermittelt, dass die Ansaugkrümmertemperatur (IMT) einen signifikanten Einfluss auf die PCCI-Verbrennung mit Propankraftstoff hat. In zwei Studien des Anmelders wurden die Motordrehzahl, das Äquivalenzverhältnis (ϕ) und der Ansaugkrümmerdruck (IMP) konstant gehalten, während die IMT durch den praktischen Betriebsbereich geführt wurde. Die niedrigste IMT wird durch einen instabilen Betrieb begrenzt, und die höchste IMT wird durch den maximal zulässigen Spitzenzylinderdruck (PCP) begrenzt. Die Bedingungen der ersten und zweiten Studie waren jeweils Motordrehzahl = 1200 U/min und 2000 U/min; Äquivalenzverhältnis = 0,30 und 0,24; und IMP = 3,3 bar und 4,1 bar. Wie in 7a und 7b gezeigt, führte eine Zunahme der IMT zu einem erhöhten GIMEP und einem verkleinerten Variationskoeffizienten (CoV) des GIMEP. Die zunehmende IMT erhöhte auch den PCP, wie in 7c gezeigt, während der SOC vorgeschoben wurde und die Verbrennungsdauer abnahm (7d–7f). Die zunehmende IMT erhöhte auch den brutto indizierten Wärmewirkungsgrad (7g) und das geschätzte Geräusch (7k). Was Emissionen anbetrifft, verringerte die zunehmende IMT kraftstoffspezifische Kohlenwasserstoffemissionen (7h) und verringerte kraftstoffspezifische Kohlenmonoxid-(CO)-Emissionen, hatte aber keinen zu beobachtenden Einfluss auf FSNOx (7j).
  • Zusammenfassend haben die Anmelder herausgefunden, dass kleine Änderungen im IMT große Einflüsse auf viele Aspekte der PCCI-Verbrennung mit Propankraftstoff aufweisen. Durch Variieren der Ansaugtemperatur kann das Verbrennungsereignis vorgeschoben oder verzögert werden. Durch Erhöhen der Ansaugtemperatur wird der Start der Verbrennung vorgeschoben, durch Senken der Ansaugtemperatur wird der Start der Verbrennung verzögert, wie in 8 graphisch dargestellt. Diese Temperaturregelung kann mit Hilfe von Wärmeaustauschern oder Brennern durchgeführt werden. Zum Beispiel kann ein Ladeluftkühler entlang des Ansaugkrümmers angeordnet werden. Ein Brenner oder Erhitzer in Verbindung mit einem Kühler erlaubt eine außergewöhnliche Ansaugtemperaturregelung. Die Abgasprodukte des Brenners können direkt mit der Ansaugluft vermischt werden, der Brenner kann die Ansaugluft direkt zu seiner Luftversorgung verwenden, oder die vom Brenner erzeugte Wärme kann der Ansaugluft durch einen Wärmeaustauscher zugeführt werden. Der Wärmeaustau scher kann Abwärme in der Motorkühlflüssigkeit oder in Abgasen nutzen, um die Ansaugluft zu erwärmen. Durch Verwendung einer Ladeluftkühlerumleitung kann auch eine schnelle Regelung der IMT erreicht werden. Zum Beispiel offenbart 52 ein System 65, um die Ansauglufttemperatur in einem Motor 66 unter vielen Betriebsbedingungen zu regeln. Eine oder mehrere Ventile wie z.B. ein Zungenventil 67 werden verwendet, um die Menge der warmen Ansaugluft und die Menge der gekühlten Ansaugluft zu regeln, die hinter dem Zungenventil 67 gemischt wird. Ein Zwischenkühler 68, der in einem der Ansaugluftströmungswege vor dem Zungenventil angeordnet ist, gewährleistet die Kühlwirkung. Auch ein elektrischer Erhitzer kann vorgesehen sein, um die optimale Regelung unter anderen Bedingungen zu gewährleisten. Dieses System erlaubt die wirksame Kontrolle über den SOC durch Regelung der Ansaugtemperatur. Das Zungenventil kann alternativ dazu vor dem Zwischenkühler an der Verbindung 69 angeordnet sein, oder zwei Ventile können benutzt werden, wobei jedes Ventil in einem jeweiligen der gekühlten Ansaugluftleitung 71 (vor oder hinter dem Zwischenkühler) und der Ansaugluft-Umgehungsleitung 73 angeordnet ist. Jede Anordnung mit einem oder mehreren Ventilen, die in der Lage ist, den Strom durch eine oder beide Leitungen auf variable Weise zu regeln, kann verwendet werden.
  • Ein Regenerator (ähnlich wie der in einem Stirlingmotor verwendete) kann verwendet werden, um die Abwärme durch einen Wärmeaustauscher wiederzugewinnen und an die Ansaugluft abzugeben, um dadurch die Ansaugtemperatur zu regeln. Zusätzlich kann die IMT variiert werden, indem Kraftstoff in verschiedenen Phasen, z.B. als eine Flüssigkeit oder ein Gas, in den Ansaugkrümmer eingespritzt wird. Die Änderung in der Wärme, die zur Verdampfung eines flüssigen Kraftstoffs erforderlich ist, würde die IMT reduzieren. Natürlich werden verschiedene Kraftstofftypen verschiedene Einflüsse auf die IMT haben.
  • Die Anmelder haben auch ermittelt, wie Restgase und die Ansaugtemperatur, die Wärmeübertragung an den Wänden des Boosters und Brennraums und der Kanäle die Zylinderinnentemperatur während des Einlasses und der Kompression beeinflussen, und auch den Einfluss der räumlichen Temperaturverteilung am TDC. Das heißt, die Anmelder haben die Einlass- und Kompressionsereignisse bei einem Motor verglichen, der mit einem Luft und Propan-Gemisch betrieben wird. Die Anmelder haben ermittelt, dass die Temperatur beim SOC zum Teil auch durch die Wiedererwärmung der Ansaugladung durch vorhandene Wärme energie bestimmt wird. Im Sinne dieser Anmeldung wird Wiedererwärmung als T(durchschnittliche Zylinderinnentemperatur bei der Einlassventilschließung (IVC))-T(durchschnittliche Ansaugkrümmertemperatur) definiert, das heißt, die Differenz zwischen der Ansaugkrümmertemperatur, d.h., der Temperatur, die am Einlass zum Kanal vorliegt, und der Zylinderinnenraumtemperatur bei der IVC. Die Anmelder haben ermittelt, dass die Wiedererwärmung im Kanal beginnt und im Zylinder fortgesetzt wird. Zudem waren 56% der Wiedererwärmung auf Wandwärmeübertragung zurückzuführen, und 44% auf das Mischen und die Druckverstärkung für den untersuchten Zustand. Die Wärmeübertragung ist für die Regelung der Wiedererwärmung anscheinend sehr wichtig.
  • Eine Studie, die die Wichtigkeit der Wandtemperaturen für die Wärmeübertragung im Zylinder aufhellt, ist die folgende. Beim Vergleich der zündenden Zylinder mit den fehlzündenden Zylindern wurde festgestellt, dass die Wiedererwärmung der fehlzündenden Zylindern 63% von der der zündenden betrug (27 gegenüber 43 K). Niedrigere Wandtemperaturen bei einem fehlzündenden Zylinder im Vergleich zu einem zündenden Zylinder sind der Hauptgrund für seine niedrigere Zylinderinnentemperaturen. Der zündende Zylinder wies eine TDC-Zylinderinnentemperatur auf, die um 46 K höher war bei einem fehlzündenden Zylinder, im Vergleich zu einer um 16 K höheren Temperatur bei der IVC. Wenn die Kompression in jedem Fall adiabatisch durchgeführt worden wäre, hätte die Temperaturdifferenz beim TDC aufgrund der anfänglichen 16 K-Differenz ~35 K betragen. Daher ist der ~11 K (46–35 K)-Temperaturverlust von der IVC zum TDC auf kühlere Fehlzündungswandtemperaturen zurückzuführen. Obwohl die Wände die Zylindergase für die Mehrheit der Einlass- und Kompressionsereignisse erwärmen, können relativ schnelle Geschwindigkeiten der Wärmeübertragung aus dem Gas nahe am TDC bei der Kompression interessanterweise zu kühleren Zylinderinhalten führen, als wenn gar keine Wärmeübertragung stattfände. Auch der Massendurchsatz ist aufgrund der Wärmeübertragung um 7,5% geringer, wenn man einen normal zündenden Zylindern mit Wandwärmeübertragung mit einem zündenden Zylinder mit adiabatischen Wänden vergleicht, was primär auf den Dichteeffekt zurückzuführen ist.
  • Bezug nehmend auf 9 haben die Anmelder in Bezug auf den Einfluss der Wandtemperaturen, d.h. der Kolbentemperatur, Kopftemperatur und Buchsentemperatur auf den SOC ermittelt, dass der SOC mit zunehmenden Wand temperaturen weiter vorgeschoben wird. Die erhöhten Oberflächentemperaturen bewirken eine geringere Wärmeübertragung auf die Brennraumflächen, wodurch die Verbrennung vorgeschoben wird. Die Anmelder haben gezeigt, dass bei Wandtemperaturen, die von 255 bis 933 K variierten, und allen anderen Parametern, die konstant gehalten wurden (IMT = 342 K, Wiedererwärmung = 43 K, ϕ = 0,24), das Gemisch bei einer Wandtemperatur unterhalb von 400 K nicht zündete. Von etwa 400 K bis 550 K nimmt die Verbrennungsdauer zu, da ein größerer Prozentsatz des Kraftstoffs brennt. Über 550 K verbrennt der gesamte Kraftstoff, und die Verbrennungsdauer nimmt mit zunehmender Temperatur ab. Das Variieren der Zylinderinnenflächentemperaturen kann erreicht werden, indem die Kühlwirkung der Motorkühlflüssigkeit und/oder des Schmieröls auf die Zylinder/Kolben-Baugruppe variiert wird. Auch wenn es schwer sein mag, die Zylinderwandtemperatur als einen Hebel zur wirkungsvollen Steuerung des SOC zu verwenden, sind die Zylinderwandtemperaturen einer der Parameter, die zur Steuerung des SOC zu berücksichtigen sind, vor allem beim Anlassen oder bei Übergangsbedingungen. Die Anmelder haben gezeigt, dass einen Bereich von Betriebsbedingungen gibt, wo es zwei stabile Lösungen gibt: eine ohne Verbrennung und mit kühlen Wänden, und eine mit Verbrennung und warmen Wänden. Auch das Variieren das Flächen/Volumen-Verhältnisses im Brennraum kann die Wärmeübertragung verändern und kann daher zur Steuerung der Verbrennung verwendet werden.
  • Die Studien des Anmelders zeigen, dass der Optimalbetrieb bei einem PCCI-Motor einer ist, wo die Steuerzeiten (SOC und EOC) im Vergleich zu typischen Wärmefreisetzungsraten, die für PCCI-Motoren berichtet werden, sehr verzögert sind (so verzögert wie möglich, während der meiste Kraftstoff noch verbrannt wird). Da der Betrieb in solch einem verzögerten Modus durchgeführt wird, führt dies zu niedrigeren Spitzenzylinderdrucken, einem besseren ISFC, weniger Geräusch und weniger Wärmeübertragung. Der Anmelder hat festgestellt, dass ein stabiler PCCI-Betrieb bei vorgeschobenen Steuerzeiten leicht zu erreichen ist. Der Anmelder hat auch festgestellt, dass durch Verwenden einer Regelung die Verbrennung auf signifikante Weise über den stabilen Bereich hinaus verzögert werden kann. Wie hierin erläutert, kann die Regelung verwendet werden, um eine oder mehrere von einer Vielzahl von Variablen, zum Beispiel IMT, Äquivalenzverhältnis, AGR-Rate usw. zu regeln. Dies ist möglich, da der SOC stark temperaturabhängig ist. Die Temperatur ihrerseits ist der Wärmeübertragung im Zylinder gegenüber sehr empfindlich, die den Wandtemperaturen gegenüber sehr empfindlich ist. Durch Verzögerung der Steuerzeiten werden die Wandtemperaturen gesenkt. Wenn die Steuerzeiten ausreichend verzögert sind, kann der Motor nicht mehr ohne aktive Regelung betrieben werden.
  • Ein Schlüsselkonzept ist, dass die Zeitkonstante, die mit der Wärmeträgheit der Wände verbunden ist, für die Geschwindigkeit verantwortlich ist, mit der eine Instabilität fortschreitet, und daher die Zeitkonstante vorgibt, die für die aktive Regelung erforderlich ist. Die Zeitkonstante der Wandtemperatur liegt in der Größenordnung von vielen Sekunden, was die Steuerung des SOC durch Anpassung einer oder mehrerer von einer Vielzahl von Variablen einschließlich der IMT, des Äquivalenzverhältnisses, der AGR-Rate usw. erlaubt. Zum Beispiel hat der Anmelder festgestellt, dass die IMT schnell genug aktiv angepasst werden kann, um den Motor auf vorteilhafte Weise mit einer verzögerten Steuerzeit zu betreiben, die ohne aktive IMT-Regelung sonst zu einem instabilen Zustand führen würde.
  • Wenn man einen normal zündenden Zylinder mit Wandwärmeübertragung mit einem zündenden Zylinder mit adiabatischen Wänden vergleicht, ist zu ersehen, dass der Beitrag der Wandwärmeübertragung zur räumlichen Temperaturverteilung am TDC groß ist. Die räumliche Temperaturverteilung wird als die Weise definiert, wie die Temperatur bei einem bestimmten Kurbelwinkel in einer ganzen Region variiert, sei es im Kanal oder Zylinder. Durch Variieren der Temperaturverteilung im Zylinder kann der Start der Verbrennung und/oder die Gesamtverbrennungsgeschwindigkeit positiv beeinflusst werden. Ein Weg, die Temperaturverteilung im Zylinder zu variieren, ist die Verwendung von geteilten Einlasskanälen, die so angeordnet sind, dass ein Teil des eingeleiteten Luft/Kraftstoff-Gemischs wärmer/kälter ist als der Rest des eingeleiteten Gemischs. Eine andere Methode ist das Einführen von Vorwärmern in den Zylinder oder die Verwendung einer Glühkerze 44 (1a). Die Temperaturverteilung im Zylinder kann auch durch Variieren der Temperatur der Brennraumwände (z.B. der Wandtemperatur der Zylinderbuchse, des Kolbens und/oder des Zylinderkopfs geregelt werden, zum Beispiel, indem die Temperatur der Motorkühlflüssigkeit, die Temperatur des Motoröls oder die Abkühlgeschwindigkeit der Brennraumwände variiert wird. Wie in 1b gezeigt, kann die Temperatur der Motorkühlflüssigkeit variiert werden, indem der Strom durch einen Kühlflüssig keitswärmeaustauscher 46 geregelt wird, der im Motorkühlflüssigkeitskreislauf 47 angeordnet ist, indem der Strom durch einen Umgehungskreislauf 48 mit einem Umgehungsventil 50 variiert wird. Es wurde festgestellt, dass die Wandwärmeübertragung sowohl bei zündenden als auch bei fehlzündenden Zylindern einen ähnlichen Einfluss auf die räumliche Temperaturverteilung hat. Dementsprechend haben die Anmelder auch bestimmt, wie die Rückstandstemperatur und die Wandwärmeübertragung die Temperaturverteilung im Zylinder während des Einlasses und der Kompression beeinflussen. Die Bestimmung umfasste drei Studien der Einlass- und Kompressionsereignisse eines Luft und Propan-Gemisches. Diese Studien ergaben, dass während des Großteils des Einlasses und der Kompression der heiße Rückstand die Hauptquelle der räumlichen Temperaturänderung ist. Doch bei der Kompression nahe am TDC ist die Rückstandsentwicklung für die Entstehung von Temperaturveränderungen im Brennraum im Vergleich zur Wärmeübertragung durch die Wände von geringerer Bedeutung. Infolgedessen wird davon ausgegangen, dass zur Förderung eines Verbrennungsereignisses, dass mehr des verfügbaren Kraftstoffs verbraucht, Kraftstoff auf solche Weise eingeleitet werden kann, dass beim SOC Kraftstoff und Luft in geeigneten Anteilen in Regionen vorhanden sind, wo das Temperaturfeld ausreicht, um die Verbrennung aufrechtzuerhalten. Zwei Bereiche, wo das Temperaturfeld nicht ausreicht, um die Verbrennung aufrechtzuerhalten, sind in den Spalten und den angrenzenden gekühlten Flächen. Es ist deshalb wünschenswert, den Kraftstoff sowohl von Spalten als auch von gekühlten Flächen fernzuhalten. Die Wärmeübertragung auf das Gemisch im Zylinder erhöht offensichtlich die Temperatur des Gemischs im Zylinder, wodurch der SOC vorgeschoben wird. Die Anmelder haben gezeigt, dass eine Glühkerze verwendet werden kann, um den SOC effektiv in einem geringen Ausmaß zu steuern. Wie in 10 gezeigt, werden der SOC und EOC leicht verzögert, sobald die Glühkerze ausgeschaltet wird. Auch der GIMEP nimmt auf signifikante Weise ab, da weniger Kraftstoff verbrannt wird. Die Abnahme in der verbrannten Kraftstoffmenge führt auch zu einer Abnahme in der Wärmefreisetzungsrate, wie in 11 gezeigt. Zwischen den Zyklen #1 und #100 wurde die Glühkerze ausgeschaltet und blieb bis zu einem Zeitpunkt zwischen den Zyklen #300 und #400 aus, worauf sie wieder eingeschaltet wurde. Am wichtigsten ist aber wohl, dass, wenn die Glühkerze ausgeschaltet wird, der Start der schnellen Verbrennung auf signifikante Weise verzögert wird, ohne eine Erhöhung in der Dauer, was in Verbindung mit der Abnahme in der Wärmefreisetzungsrate zur Abnahme der ku mulativen Wärmefreisetzung führt. Demnach kann die Glühkerze 44 (1b) benutzt werden, um die Verbrennung in einem begrenzten Ausmaß positiv zu steuern.
  • Bei jedem praktischen Hubkolbenmotor geht Wärme aus dem Brennraum während des Kompressionsvorgangs verloren. Der Wärmeverlust ist von vielen Faktoren abhängig, hauptsächlich aber von der Motordrehzahl und der Temperaturdifferenz zwischen dem Inneren und Äußeren des Zylinders. Diese Wärmeübertragung während des Kompressionsvorgangs wird für Dieselmotoren bei Kaltstarts zu einem Problem, da die Verbrennung in Zylindern, wo die Brennraumoberflächen kalt sind, schwer einzuleiten und aufrechtzuerhalten sein kann. Typischerweise werden die Zylinder, die an den Enden jeder Zylinderbank angeordnet sind, am kältesten und zünden mit geringerer Wahrscheinlichkeit. Unter solchen Bedingungen kann es vorkommen, dass die Verbrennung der Ladung in den Endzylindern aufgrund des übermäßigen Wärmeaustauschs mit den kälteren Zylinderwänden fehlschlägt. Doch sobald alle Zylinder aufgewärmt worden sind, ist die Verbrennung bei Dieselmotoren recht beständig und viel weniger von Brennraumoberflächentemperaturen abhängig.
  • Bei PCCI wird der Verbrennungsprozess eingeleitet, indem eine bestimmte Druck- und Temperaturentwicklung erhalten wird. Daher hängt, wie oben erläutert, der PCCI-Verbrennungsprozess stark von den Oberflächentemperaturen des Brennraums ab und ist diesen gegenüber empfindlich. Der vorliegende PCCI-Motor kann ein Endzylinder-Ausgleichsmittel umfassen, um die gewünschten Brennraumoberflächentemperaturen in den Endzylindern zu erreichen, um eine bessere Temperaturregelung von Zylinder zu Zylinder zu gewährleisten, wodurch die Wahrscheinlichkeit einer stabilen Verbrennung und sehr niedriger NOx-Emissionen zunimmt. Das Endzylinder-Ausgleichsmittel kann ein System einschließen, um die effektive Abkühlung spezifischer Zylinder zu reduzieren, wie z.B. durch Verringern des Kolbenkühldüsenstroms, Erhöhen der Kühlflüssigkeitstemperatur oder Verringern des Kühlflüssigkeitsdurchsatzes. Das heißt, Bezug nehmend auf 12, das Endzylinder-Ausgleichsmittel kann ein Ölstromregelungssystem 70 umfassen, das Ölstromregelventile 72 aufweist, die in Zweigleitungen 74 angeordnet sind, die Kühlöl von einer Ölpumpe 78 zu den Kolbenkühldüsen 76 leiten. Demnach können Regelventile 72 gesteuert werden, um den Strom des Kühlöls zu den Kolben zu variieren, um die Temperatur des Kolbens zu verändern und dadurch die Zylinderinnentemperatur günstig zu beeinflussen. Alternativ dazu können statt der Ventile 72 Strömungseinengungen verwendet werden, oder die Düsen 76, die jedem Endzylinder zugeordnet sind, können mit einem kleineren effektiven Strömungsquerschnitt als die restlichen Düsen ausgelegt sein, um den Strom zu diesen Kolbenkühldüsen auf permanente Weise zu reduzieren. Wenn mehr als eine Düse 76 vorgesehen ist, wie in 1a gezeigt, kann die Zahl der betriebenen Düsen außerdem variiert werden, indem die zu jeder Düse gehörigen Regelventile gesteuert werden.
  • Bezug nehmend auf 13 kann das Endzylinder-Ausgleichsmittel ein Kühlflüssigkeitsstromregelungssystem 80 umfassen, das eine Kühlflüssigkeitspumpe 81 und Kühlflüssigkeitsregelventile oder Einengungen 82 einschließt, die in Zweigleitungen 84 angeordnet sind, die zu den Endzylindern 86 des Motors 88 führen. Die Ventile 82 werden betrieben, um den Kühlflüssigkeitsstrom von einem Kühler 90 zu reduzieren. Auch Regelventile 92, die in Rücklaufleitungen für warme Kühlflüssigkeit 94 angeordnet sind, werden verwendet, um den Kühlflüssigkeitsstrom mit erhöhter Temperatur zu regeln, der den Kühler 90 umgeht und direkt in die Endzylinder eingeleitet wird. Diese Systeme wirken alle, um den Strom der Kühlflüssigkeit zu den Endzylindern zu regeln, um die Tatsache zu kompensieren, dass sie von der Umgebung mehr abgekühlt werden, damit die Gesamtkühlung zu jedem Endzylinder jedem der anderen Zylinder entspricht. Diese Systeme können benutzt werden, um die Zylinderaufwärmung zu unterstützen, um die Startfähigkeit des Motors zu verbessern und eine bessere Regelung der Verbrennung von Zylinder zu Zylindern und des Gleichgewichts von Zylinder zu Zylindern zu gewährleisten.
  • Das Endzylinder-Ausgleichsmittel kann alternativ dazu oder zusätzlich Endzylinder mit einem effektiven Kompressionsverhältnis umfassen, das nominell größer ist als bei den anderen Zylindern, um den zusätzlichen Wärmeverlust zu verschieben. Dieses Kompressionsverhältnis kann so in die Endzylinder eingebaut sein, dass die Endzylinder-Kompressionstemperatur der der mittleren Zylinder entspricht. Dieser Ansatz ist aus einer Leistungsperspektive vorteilhaft, da die Endzylinder-Brennraumoberflächentemperaturen sowohl für den Start- als auch für den aufgewärmten Betrieb verbessert würden. Diese Kompressionsverhältnisdifferenz kann alternativ dazu durch die Ventilnockenphasen der Nockenwellen erreicht werden. In diesem Szenario weisen die Endzylinder die Einlass ventilschließung (IVC) nahe am unteren Totpunkt (BDC) auf, so dass das effektive Kompressionsverhältnis (CR) etwa dem geometrischen CR entspricht. Die mittleren Zylinder haben dann eine verzögerte IVC, die ein niedrigeres effektives CR als die Endzylinder erzeugt. Der Einfluss des Variierens des Kompressionsverhältnisses auf die PCCI-Verbrennung wird weiter unten eingehender erläutert.
  • Eine der größten Herausforderungen an die PCCI-Motortechnologie mit Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung liegt in der Einstellung des Wärmefreisetzungsprofils. Der Start der Verbrennung bei Standarddiesel- oder Ottomotoren wird durch den Einspritzzeitpunkt oder Zündzeitpunkt gesteuert. Bei PCCI-Motoren wird der Start der Verbrennung durch die Temperaturen und Drucke im Zylinder vorgegeben. Wenn im PCCI-Motor SOC-Zeitpunkte nahe am TDC (und danach) angenähert werden, nimmt die Empfindlichkeit gegenüber kleinen geometrischen und/oder den betriebsbedingten Änderungen in den Temperaturen, Drucken usw. drastisch zu. Da bei PCCI-Motoren verzögerte Wärmefreisetzungsprofile angestrebt werden (um Spitzenzylinderdrucke zu minimieren und den Wirkungsgrad zu erhöhen), nimmt die Gefahr von Fehlzündungen oder teilweiser Verbrennung drastisch zu. Dies ist auf die Tatsache zurückzuführen, dass die Zylindertemperaturen nach dem oberen Totpunkt aufgrund der Expansion der Ladung abnehmen. Wenn die Selbstzündung am TDC noch nicht aufgetreten ist, besteht keine große Wahrscheinlichkeit, dass die Selbstzündung nach dem oberen Totpunkt auftreten wird. Dieses Problem wird weiter verschärft, wenn ein Zylinder fehlzuzünden beginnt. Der fehlzündende Zylinder kühlt ab, wodurch es noch wahrscheinlicher wird, dass die Fehlzündung fortgesetzt wird.
  • In einem Mehrzylindermotor sind hinsichtlich des Kompressionsverhältnisses, der Wandtemperaturen, der Wiedererwärmung und der Restmassenfraktion unvermeidlich Abweichungen zwischen Zylindern vorhanden. Diese Variabilität macht es schwer, einen PCCI-Motor mit dem gewünschten verzögerten Verbrennungszeitpunkt zu betreiben und dabei die Optimalverbrennung aufrechtzuerhalten, ohne dass einzelne Zylinder (die ein wenig abgekühlt sind) beginnen, fehlzuzünden.
  • Die Anmelder haben festgestellt, dass die Manipulation von Ventilereignissen einen signifikanten Einfluss auf die Temperatur am TDC haben kann, und daher stellt sie ein effektives Mittel dar, um den Start der Verbrennung zu steuern, wie durch die in 14 gezeigten Analyseergebnisse gezeigt. Das heißt, Bezug nehmend auf Tabelle I, das Variieren von Ventilereignissen hat die folgenden Einflüsse: TABELLE I
    modifiziertes Ereignis Basislinie Wirkung des Vorverlegens der Ventilsteuerzeit relativ zur Basislinie Wirkung der Verzögerung der Ventilsteuerzeit relativ zur Basislinie
    EVC –357° heiße Rückstände werden eingeschlossen, was den SOC vorschiebt Abgas wird in den Einlass zurückgeblasen, was den SOC vorschiebt
    EVO 135° keine Wirkung keine Wirkung
    IVC –167° Miller-Zyklus – senkt das effektive Kompressionsverhältnis, was den SOC verzögert bei diesen speziellen Bedingungen verbessert die Verzögerung die Atmung geringfügig; zusätzliche Verzögerung reduziert effektiven CR, was SOC verzögert
    IVO 341° erlaubt das Strömen von heißem Abgas in den Einlass, was den SOC vorschiebt schränkt den Strom aus dem Ansaugkrümmer ein, was minimalen Einfluss auf den SOC hat
  • Wie in 15 gezeigt, spielt die Auslassventilschließung (EVC) eine signifikante Rolle in der Bestimmung der Menge der Verbrennungsprodukte, die von einem Verbrennungsereignis zum nächsten Ereignis im Brennraum bleiben oder diesem verfügbar gemacht werden, d.h. der Restmassenfraktion (RMF). Der Rückstand liegt bei einer höheren Temperatur vor als die eingeleitete Ladung und wärmt die Ladung deshalb für das nächste Verbrennungsereignis. Daher kann die Steuerzeit der Auslassventilschließung verwendet werden, um die Zylinderinnentemperatur abzupassen und dadurch den SOC zu steuern. Um einen kalten Zylinder (z.B. einen, der fehlzuzünden begonnen hat) „aufzuwärmen", kann die Restmassenfraktion im Einzelzylinder durch ein frühes Auslassventilschließereignis erhöht werden. Diese heißen Rückstände werden die Wiedererwärmung ein einströmenden Ladung erhöhen und tendieren dazu, den Start der Verbrennung vorzuschieben, wodurch zum Beispiel ein fehlzündender Zylinder wiederhergestellt wird. Wie in 15 gezeigt, fängt das Vorschieben der EVC heiße Rückstände in den Zylinder ein, während das Verzögern der EVC es heißen Abgasen erlaubt, in den Zylinder zurückgeblasen zu werden (in diesem Fall Abgaskrümmerrohrdruck (EMP) > IMP). Der Basislinien-EVC ist das Optimum dieser zwei Effekte: Einfangen der minimalen Rückstandsmenge und Erhalt der niedrigsten TDC-Temperatur. Dementsprechend erlaubt das Vorschieben des IVO es etwas heißem Rückstand, in den Einlass zurückgeblasen zu werden, wieder weil EMP > IMP, was die Erhöhung der TDC-Temperatur bewirkt. Die Senkung des Kompressionsverhältnisses, die weiter unten eingehender erläutert wird, zum Beispiel durch Vorschieben des IVC, erhöht auch den Rückstand im Zylinder, aber in geringerem Maße. Die Anpassung des Zeitpunkts der Auslassventilschließung kann auch verwendet werden, um kleine geometrische oder Betriebsabweichungen zwischen Zylindern auszugleichen, um dem Motor die "Abstimmung" von Zylinder zu Zylinder zu erlauben. Jedes andere Mittel zur effektiven Erhöhung oder Senkung der RMF kann verwendet werden, um den SOC jeweils vorzuschieben oder zu verzögern.
  • Ein Verfahren zur Implementierung dieser Strategie wurde erfolgreich an einem PCCI-Mehrzylindermotor getestet. Diese Technik beinhaltete die Erhöhung des Auslassventilspiels. Die Erhöhung des Spiels schließt das Auslassventil früh und schiebt den Start der Verbrennung wie gewünscht vor. Die Anmelder haben festgestellt, dass die Reduktion des Auslassventilereignisses um 10 Grad zu etwas höheren Oberflächentemperaturen und um 22 Grad wärmeren Einlasstemperaturen führt. In Anbetracht des drastischen Einflusses, den 22 Grad-IMT-Ausschläge auf die Verbrennung haben (7c–7f), deutet dieses Verfahren auf ein Abstimmungspotential des Mehrzylindermotors mit Ventilspieleinstellungen hin. Wie in 16 gezeigt, schiebt die Verkürzung der Dauer, während der ein Auslassventil offen ist, durch Erhöhen des Spiels, die Verbrennung tatsächlich vor. Schließlich können Schwankungen von Zylinder zu Zylinder durch jedes Mittel, das die statische Auslassventilschließung anpassen kann, passiv geregelt werden. Sie können auch aktiv geregelt werden, wenn sie mit diagnostischen Messungen gekoppelt sind. Wenn die Regelung in allen Zylindern vorhanden ist, dann kann diese Technik auch verwendet werden, um den gesamten Start der Verbrennung im Motor durchzuführen.
  • Die Regelung des SOC in einem PCCI-Motor während eines Übergangszustands kann eine Herausforderung darstellen. In einer anderen Ausführungsform ist eine Drosselklappe (oder eine andere Einschränkung) im Abgassystem angeordnet. In einer Situation, wo der SOC schnell vorgeschoben werden muss, wird die Drosselklappe geschlossen, was eine erhöhte Restmassenfraktion zur Folge hat und daher höhere Zylinderinnentemperaturen, wodurch der SOC vorgeschoben wird. Natürlich kann diese Wirkung auch mit variablen Auslassventilsteuerzeiten erreicht werden. Der Anmelder hat gezeigt, dass die Beschränkung des Abgases auf diese Weise den SOC vorschiebt. Doch dieses Regelungssystem hat auch nachteilige Wirkungen auf den BSFC. In dieser Ausführungsform wird das Abgas nur eine kurze Periode lang während eines Übergangszustands eingeschränkt, bis ein anderer Regelmechanismus, z.B. ein Ansauglufterhitzer, Gelegenheit hat, den SOC auf eine Weise zu steuern, die den BSFC nicht so nachteilig beeinflusst. Der Vorteil dieses Verfahrens ist, dass es sehr schnell und leicht zu implementieren ist.
  • Effektive Verfahren und Mechanismen zur Einführung der AGR in einen ungedrosselten Motor sind derzeit schwer zu implementieren. Das vorliegende Verfahren führt ein einfaches Verfahren ein, um die AGR auf effektive Weise durch späte Auslassventilschließung einzuführen. Durch Schließung des Auslassventils oder der Ventile später in einem gegebenen Zyklus ist die AGR im Wesentlichen eine „interne" AGR, da das Verfahren die Restmassenfraktion (RMF) erhöht. Die vorliegende Erfindung kann leicht auf jeden Viertaktmotor angewandt werden, der AGR erfordert, ist aber besonders effektiv, wenn sie auf einen PCCI-Motor angewandt wird. Ein PCCI-Motor erfordert bei niedriger Last viel höhere Einlasstemperaturen als im Hochlastbetrieb. Die vorliegende Erfindung erlaubt dem Motor, bei niedriger Last mit größeren internen AGR-Mengen betrieben zu werden. Ähnlich wie die Erhöhung der Ansaugtemperatur erhöht dieser Betrieb die Ladungstemperatur. Eine Regelung kann benutzt werden, um die Menge der internen AGR zu regeln, wodurch der Start der Verbrennung (oder die Verbrennungsentwicklung) eines oder aller Zylinder gesteuert wird.
  • Um die Menge der internen AGR zu regeln, wird die Schließung des Auslassventils oder der Ventile auf eine variable Weise verzögert, die zum Beispiel von der elektronischen Steuereinheit des Motors gesteuert wird. Ein Vergleich eines normalen Auslassereignisses mit einem „späten Auslassventilschließereignis" ist für das Verständnis der vorliegenden Erfindung hilfreich. In einem normalen Auslassereignis werden die meisten Verbrennungsprodukte während eines Auspuffhubs ausgestoßen. An diesem Punkt schließt sich das Auslassventil und das Einlassventil öffnet sich, um Frischluft oder ein Luft/Kraftstoff-Gemisch einzulassen, um den Brennraum größtenteils zu füllen, wenn der Kolben sich nach unten bewegt. Beim erfindungsgemäßen späten Auslassventilschließereignis bleibt das Auslassventil durch einen Teil des Ansaughubs des Kolbens hindurch offen. Als Ergebnis saugt der Motor sowohl Frischluft (oder Gemisch) als auch Verbrennungsprodukte ein. Durch Variieren der Verzögerung der Schließung kann die Menge der internen AGR angepasst werden. Zusätzliche interne AGR kann erreicht werden, indem die Öffnung des Einlassventils verzögert wird. Der Vorteil der vorliegenden Ausführungsform gegenüber der frühen Auslassventilschließung ist, dass die frühe Auslassventilschließung einen sehr schlechten PMEP zur Folge hat, wogegen die Studien der Anmelder angeben, dass die späte Auslassventilschließung den PMEP nicht auf signifikante Weise beeinflusst.
  • Ein anderer Vorteil der späten Auslassventilschließung der vorliegenden Ausführungsform ist, dass das Auslassventil nicht sehr schnell geschlossen werden muss. Das heißt, das Auslassventil braucht nur eine längere Zeitperiode lang offengehalten zu werden. Bezug nehmend auf 65a–65d wird das erfindungsgemäße Verfahren dargestellt und wie folgt erläutert. Zu Beginn des Auspuffhubs des Kolbens 500 ist ein Auslassventil 502 offen, während ein Einlassventil 504 geschlossen ist. Wie in 65b gezeigt, sind an der oberen Totpunktposition des Auspuffhubs des Kolbens 500 sowohl das Auslass- als auch das Einlassventil 502, 504 jeweils offen. Wenn der Kolben 500 beginnt, sich durch den Ansaughub hindurch nach unten zu bewegen, wie in 65c gezeigt, wird eine Frischladung Ansaugluft (oder Kraftstoff/Luft-Gemisch) durch die Öffnung des Einlassventils 504 in den Brennraum gesaugt, während Verbrennungsprodukte durch die Öffnung des Auslassventils 502 in den Brennraum gesaugt werden. Bezug nehmend auf 65d, wird das Auslassventil 502 später im Ansaughub geschlossen, während ein Frischgemisch aus Kraftstoff und Luft durch die Öffnung des Einlassventils 504 gesaugt wird.
  • In 66 und 67 wird eine erste Ausführungsform des Mechanismus zum Erreichen der verzögerten Auslassventilschließung dargestellt. In dieser Ausführungsform weist der Motor Einlass- und Auslassnocken auf, wie in einem „typischen" Motor. Diese Ausführungsform verhindert das Schließen das Auslassventils während des Rückzugsabschnitts des Nockens. Das heißt, ein Nocken 510, eine Schubstange 512 und ein Ventilhebel 514 werden verwendet, um das Auslassventil 502 zu betätigen. Zusätzlich ist eine Hydraulikstange 516 zusammen mit der Ventilsteuerung zwischen dem Nocken 510 und dem Ventilhebel 514 angeordnet, z.B. an der Verbindung zwischen der Schubstange 512 und dem Ventilhebel 514. Wahrend eines Motorbetriebs, der keine späte Auslassventilschließung erfordert, wird die Hydraulikstange 516 in einem „eingezogenen" Zustand betrieben. Wenn eine späte (oder verzögerte) Auslassventilschließung erforderlich ist, füllt sich die Hydraulikstange 516 mit Öl, wenn der Nocken 510 den Rückzug der Schubstange 512 zulässt. Als Ergebnis bleibt das Auslassventil 502 in der geöffneten Position. Wenn an einem vorbestimmten Zeitpunkt während des Zyklus, der von der ECM bestimmt wird, die Schließung des Auslassventils gewünscht wird, wird der Abfluss des Öls aus der Hydraulikstange 516 zugelassen. Das Öl wird durch eine Öffnung gepresst, die die Setzgeschwindigkeit des Auslassventils 502 regelt. 67 stellt die Details der Hydraulikstange 516 dar. Das Hydraulikstangensystem umfasst ein Magnetventil 518, das entlang eines Auslaufkanals 520 angeordnet ist, der von der Hydraulikstangenkammer 522 aus verläuft, in welcher die Schubstange 512 angeordnet ist. Natürlich kann alternativ dazu zur Positionierung in der Kammer 522 ein Plunger verwendet werden, der mit der Schubstange 512 verbunden ist. Das Magnetventil 518 lässt den geregelten Flüssigkeitsstrom vor der Kammer 522 durch eine Öffnung zu einer Niederdruckableitung zu. Das Hydraulikstangensystem schließt auch ein Magnetventil 524 ein, das entlang eines Druckölversorgungskanals 526 angeordnet ist, um den Strom des Drucköls zur Kammer 522 zu regeln. Während des Betriebs bleibt bei der frühen (d.h. normalen) Auslassventilschließung das Magnetventil 524 geschlossen, während das Magnetventil 518 geöffnet bleibt. Bei der späten Auslassventilschließung öffnet sich das Magnetventil 524, während das Magnetventil 518 sich während oder nach der Öffnung des Auslassventils 502 schließt. Sobald der Nocken den Rückzug der Schubstange 512 bewirkt, wird die Kammer 522 durch das Öl, das aus dem Magnetventil 524 in die Kammer 522 fließt, mit Öl gefüllt, was die Schließung des Auslassventils verhindert. Wenn die Schließung des Auslassventils gewünscht wird, öffnet sich das Magnetventil 518, um die Kammer 522 zu leeren.
  • 68 stellt eine zweite mögliche Ausführungsform zum Erreichen der späten Auslassventilschließung dar. Auch dieses System umfasst eine Schubstange 600 zum Betätigen eines Ventilhebels 602, der das Auslassventil 502 betätigt. Zudem wird eine Feder 604 wird benutzt, um eine Betätigungsverbindung zwischen dem Ventilhebel 602 und der Schubstange 600 aufrechtzuerhalten. Doch in dieser Ausführungsform ist eine Kammer 606 angeordnet, um das obere Ende des Auslassventils 502 oder alternativ dazu eines Plungers aufzunehmen, der mit dem Auslassventil 502 verbunden ist. Ein Ölversorgungskanal 608, der ein Rückschlagventil 610 einschließt, ist mit der Kammer 606 verbunden, um der Kammer Drucköl zuzuführen. Ein zweiter Kanal 612 ist mit der Kammer 606 verbunden und umfasst ein Magnetventil 614, das entlang das Kanals angeordnet ist, um den Strom durch den Kanal 612 aus der Kammer 606 zu regeln. Während des Betriebs wird das Auslassventil 502 vom Ventilhebel 602 geöffnet. Wenn das Auslassventil 502 sich öffnet, wird die Hydraulikammer 606 mit Öl gefüllt, das aus dem Kanal 608 strömt. Das Rückschlagventil 610 hält das Öl in der Kammer 606 auch dann zurück, wenn der Ventilhebel 602 sich zurückzieht. Das Magnetventil 614 öffnet sich, um dem Auslassventil 502 unter der Vorspannkraft einer Ventilfeder (nicht gezeigt) die Rückkehr in die geschlossene Stellung zu gestatten. Wenn die frühe Schließung des Auslassventils gewünscht wird, bleibt das Magnetventil 614 offen. Eine Einengung 616 kann hinter dem Magnetventil 614 im Kanal 612 angeordnet sein, um die Setzgeschwindigkeit des Auslassventils 502 zu regeln. Alternativ dazu kann der Auslaufkanal 612 derart angeordnet sein, dass er die Setzgeschwindigkeit des Auslassventils verlangsamt, um ein sanftes Setzen in die geschlossene Position zu erreichen.
  • Ein anderes Verfahren zur Regelung der Zylinderinnentemperatur durch Regelung der Restmassenfraktion (RMF) ist es, eine Restgastasche aus dem vorigen Zyklus in einer Kammer zu komprimieren, die von der einströmenden Ladung getrennt ist. Das Verhältnis des eingefangenen Restgases zur Frischladung kann durch die Größe solch einer Kammer manipuliert werden. Die Masse des heißen Abgases kann so groß wie (1/2)(1/CR) sein, und daher ≈ 1/30 der Kammermasse, wenn das gesamte TDC-Volumen in solch einer Kammer ist. Die Struktur solch einer Kammer muss so beschaffen sein, dass mindestens ein Teil des heißen Ab gases den Kompressionsprozess übersteht, ohne vollständig mit der einströmenden Ladung zu vermischt zu werden. Wenn das eingefangene Abgas sehr früh im Kompressionsprozess vermischt wird, wird die hohe Temperatur, die zur Einleitung der schnellen Reaktionen benötigt wird, nicht erreicht. Der Zeitsteuerung der Ströme in und aus solch einer Kammer kann dazu beitragen, den Zeitpunkt des Beginns der sehr schnellen Wärmefreisetzung im Zylinder zu regeln. Zusätzliche lokale Wärmequellen können in der Lage sein, solch eine schnelle Reaktionseinleitung zu bewirken. Dies kann eine warme Glühkerze oder eine wärmeisolierte Masse sein.
  • Die Restmassenfraktion ist auch dem Abgaskrümmergegendruck (EMP) gegenüber empfindlich. Durch Erhöhen des EMP relativ zum IMP kann die Restmassenfraktion vergrößert werden, wodurch die Temperatur der Ladung erhöht wird, was wiederum die Verbrennung vorschiebt. Die Anmelder haben festgestellt, dass die Erhöhung des EMP nicht die erwartete Wirkung des Vorschubs des SOC hat. Die Anmelder haben aber auch gezeigt, dass der SOC bei einer Erhöhung um 3 Bar im EMP bei einem Vierzylindermotor nur um etwa 4° vorgeschoben wurde. Die Anmelder haben ermittelt, dass die Erhöhung der Temperatur nahezu linear zur Erhöhung im EMP ist, wenn alles andere konstant gehalten wird. Für eine Erhöhung um 1 Bar im EMP nahm die Temperatur am TDC etwa um 10 K zu. In Anbetracht des praktischen EMP-Bereichs scheint die Regelung des EMP daher ein relativ schwacher Hebel zur Steuerung des SOC bei einem Vierzylindermotor zu sein. Zudem wird eine sehr wesentliche BSFC-Einbuße hingenommen, wenn der EMP verwendet wird, um in einem Vierzylindermotor die TDC-Temperatur zu erhöhen. Der BSFC wäre erheblich höher als bei Verwendung der Auslassventilschließung oder des variablen Kompressionsverhältnisses. Auch wenn die Wirkung des Erhöhens des EMP die gleiche ist wie die des Vorschubs des EVC, d.h. das Einfangen von mehr heißer Restmasse im Zylinder, ist der BSFC viel höher, weil der Kolben diesem Druck während des gesamten Auspuffhubs entgegenarbeiten muss, wenn der EMP erhöht wird. Wenn der Motor Turbomaschinen umfasst, dann werden weitere Komplikationen auftreten, wenn versucht wird, den EMP zur Steuerung des SOC zu verwenden. Die Verwendung einer Abgaseinschränkung kann aber bei einem Zweitaktmotor noch tragbar sein.
  • Ein weiterer wichtiger Weg, um die Ansaugtemperatur zu regeln, ist die Verwendung der Abgasrückführung (AGR). Wie in 1b gezeigt, kann eine Hochdruck-AGR-Leitung 54 verwendet werden, um heißes Abgas von vor der Turbine 25 in das Ansaugsystem 23 zu leiten. Die AGR-Leitung 54 umfasst ein Hochdruck-AGR-Regelventil 60, um die Rückführung des Abgases zu regeln. Eine Niederdruck-AGR-Leitung 62 und ein Regelventil 64 können verwendet werden, um einen Strom der Niederdruck-AGR von hinter der Turbine 25 in das Ansaugsystem 23 zu leiten. Die Anmelder haben gezeigt, dass AGR besonders effektiv zur Erhöhung der Ansaugkrümmertemperatur ist, wenn sie vor dem Kompressor 24 eingeleitet wird (unter der Voraussetzung, dass die Wirkung der zusätzlichen AGR nicht durch zusätzliche Ladeluftkühlung aufgehoben wird). Die Abgasrückführung (AGR) ist zweckmäßiger in PCCI-Motoren, weil das Abgas solch eines Motors weniger Partikel enthält und das Abgas daher zur idealen vorgeschalteten Stelle (Einlass des Kompressors oder Turboaufladers) zurückgeführt werden kann. Der Einlass des Kompressors ist der beste Ort, da das Druckdifferential fast immer günstig ist. Die frische Ansaugluft und heißes AGR-Gemisch werden vom Kompressor komprimiert, wodurch die Erwärmung und Mischung gewährleistet wird. Durch Einleiten der AGR vor dem Kompressor und Erhöhen der Kompressoreinlasstemperatur wird eine viel höhere Kompressorauslasstemperatur erreicht, als wenn die AGR hinter dem Kompressor eingeleitet würde. Das Einleiten der AGR in den Einlass des Kompressors ist bei normalen Dieselmotoren sehr schwierig, weil die Partikel in den Abgasen des Motors den Kompressor „verharzen". In einem PCCI-Motor aber kann das praktisch partikelfreie Abgas ohne signifikante Probleme vor dem Kompressor eingeleitet werden. Wie in 16, 17 und 18 gezeigt, haben die Anmelder außerdem gezeigt, dass ungeachtet der Technik, die angewandt wird, um Abgasprodukte einzuleiten, z.B. AGR, RMF usw., durch Zusatz von Abgasprodukten, während die Temperatur der Ladung z.B. durch Einleiten eines kühlenden Verdünnungsmittels wie z.B. Luft und/oder Wasser aufrechterhalten wird, die Verbrennungsgeschwindigkeit verlangsamt werden kann, wodurch die Verbrennungsdauer verlängert, die Verbrennung verzögert und die Wärmefreisetzungsmenge verringert werden.
  • Bezug nehmend auf 19 wird ein verbesserter Motor 100 gezeigt, der das erfindungsgemäße PCCI-Motor- und -Steuerungssystem nutzt, indem er eine begrenzte Zahl von einer Vielzahl von Zylindern in einem PCCI-Modus betreibt, während er den Rest der Zylinder in einem Diesel-Modus betreibt. Das heißt, zum Beispiel können fünf Zylinder 102 in einem Sechszylindermotor im Diesel-Modus betrieben werden, während ein Zylinder 104 im PCCI-Modus betrieben wird. Dieser Motor schließt auch ein AGR-System 106 ein, das nur mit dem PCCI-Zylinder 104 verbunden ist und getrennt vom Abgassystem 108 ist, das mit den Dieselzylindern 102 verbunden ist. Der Druck des Kolbens im PCCI-Zylinder 104 wird genutzt, um das Abgas in das Ansaugsystem zu pressen. Das AGR-System 106 umfasst einen AGR-Kühler 110, der zum Beispiel Motorkühlflüssigkeit verwendet, um das PCCI-Abgas abzukühlen, bevor das Gas zur vor einem Kompressor 105 liegenden Seite rückgeführt wird. Natürlich kann das Abgas in den Ansaugkrümmer 112 eingeleitet werden, der nur die Dieselzylinder 102 bedient. Ein wohlbekanntes Problem, das bei der Verwendung von AGR in Dieselmotoren konfrontiert wird, sind die übermäßigen Mengen an Partikeln und NOx, die im Dieselmotorabgas vorhanden sind. Der verbesserte Motor 100 erlaubt einem Dieselmotor, die Vorteile der AGR zu nutzen, während er im Wesentlichen die Nachteile vermeidet, die mit stark partikelhaltigem Dieselabgasen verbunden sind, wodurch ein weniger komplexes und teures System bereitgestellt wird. Zum Beispiel kann, wie oben erläutert, die PCCI-AGR aus dem Zylinder 104 einfach vor dem Kompressor eingeleitet werden, ohne den Kompressor zu verschmutzen. Die niedrigen NOx-Emissionen der PCCI-AGR reduzieren auch die Formung von Salpetersäure, wodurch die Korrosion im Motor reduziert wird. Die Anmelder haben nachgewiesen, dass der Motor von 19 die bremsspezifischen NOx-Emissionen senkt, während er den bremsspezifischen Bremskraftstoffverbrauch nur geringfügig erhöht.
  • Eine der wirksamsten Stellgrößen zum Variieren der Temperatur am TDC und daher des SOC ist wohl die variable Regelung des Kompressionsverhältnisses (CR) eines Zylinders. Durch Variieren des effektiven oder geometrischen Kompressionsverhältnisses können sowohl die Temperatur- als auch die Druckentwicklung gesteuert werden. Die Vergrößerung des Kompressionsverhältnisses schiebt das Verbrennungsereignis vor. Die Verkleinerung des Kompressionsverhältnisses verzögert es. Zu bestimmten Zwecken kann das Kompressionsverhältnis in einem Bereich von 24:1 (um den Kaltstart zu unterstützen) bis 12:1 (um die Steuerung des Starts der Verbrennung zu ermöglichen und die Spitzenverbrennungsdrucke zu begrenzen) liegen. Der Kompressionsverhältnisbereich ist unter anderen Faktoren vom verwendeten Kraftstofftyp (d.h. seinen Selbst zündungseigenschaften) abhängig, zum Beispiel Erdgas oder Propan. Die Anmelder haben den Einfluss des Kompressionsverhältnisses auf die PCCI-Verbrennung ermittelt. Zum Beispiel Bezug nehmend auf 20 haben die Anmelder gezeigt, dass das Variieren des Kompressionsverhältnisses ein wirksamer Hebel zum Verändern der Zylinderinnentemperatur und daher des SOC ist. Wie in 21 gezeigt, haben die Anmelder gezeigt, dass Variationen im Kompressionsverhältnis die Lage des SOC relativ zum TDC auf signifikante Weise beeinflusst.
  • Das Kompressionsverhältnis kann variiert werden, indem das geometrische Kompressionsverhältnis variiert wird, d.h. durch Verwendung eines Steuermechanismus, um die physikalische Abmessung/Form des Brennraums zu ändern. Die vorliegende Erfindung umfasst eine Vorrichtung 38 zum Variieren des Kompressionsverhältnisses zum Verändern des geometrischen oder effektiven Volumens des Brennraums während des Motorbetriebs, um einen gewünschten SOC zu erreichen. Die Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses kann eine mechanische Vorrichtung sein, die durch Änderung des geometrischen Volumens des Brennraums die Kompressionserwärmung der Ladung nahe am TDC bewirkt. Wie in 22a–22d gezeigt, kann die Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses einen beweglichen Hilfskolben oder Plunger umfassen, der sich bewegt, um sich bei einem Kurbelwinkel nahe am TDC in den Brennraum hinein zu erstrecken, um das Volumen des Brennraums zu verkleinern, wodurch das Kompressionsverhältnis erhöht und die Ladung ausreichend erwärmt wird, um den Start der Zündung zu erlauben. Die Schlüsselfunktion des Plungers ist es, einen Teil der Ladung nahe am TDC zu verdrängen. Die Form und die Stelle des Plungers im Brennraum sind daher nicht kritisch für seine Funktion, mit Ausnahme des Umfangs, in dem der Plunger das Spaltvolumen beeinflusst.
  • Die Größe des Plungers basiert auf dem gewünschten Kompressionsverhältnis-Regelungsbereich und kann durch das folgende Beispiel geschätzt werden:
    Hubraum (Verdrängung) pro Zylinder = 1000 cm3 = 1 Liter
    TDC-Freivolumen = 100 cm3
    Kompressionsverhältnis = (1000 cm3 + 100 cm3)/100,0 cm3 = 11,0
  • Wenn das Plungervolumen = 30 cm3, dass ist das effektive Kompressionsverhältnis bei voll ausgestrecktem Plunger = (1000 cm3 + 100 cm3)/(100 cm3 – 30 cm3) = 15,7.
  • Für einen gegebenen Satz von Bedingungen sollte das modifizierte Kompressionsverhältnis ausreichen, um eine Erhöhung in der Temperatur und im Druck zu erlauben, die groß genug ist, um die Kompressionszündung eines Kraftstoff/Luft-Gemischs zu bewirken, das ohne Plunger nicht zünden würde. Natürlich werden das Kompressionsverhältnis und die Größe des Plunger während des Konstruktionsstadiums des Motors leicht verändert. Verschiedene Kraftstoffe und Ansaugtemperaturen können auch verschiedene Plungergrößen und Kompressionsverhältnisse erfordern.
  • Wie in 22a gezeigt, kann der Plunger 150 in einer Bohrung 152 im Zylinderkopf 154 angeordnet sein und durch einen Nocken 156 betätigt werden, der in feststehender zeitlicher Beziehung zur Bewegung des Motorkolbens 158 gedreht wird. Eine Rückzugsfeder 160 spannt den Plunger zum Nocken 156 vor, um die Größe des Brennraums 162 zu vergrößern. Diese spezielle Anordnung ist darin vorteilhaft, dass der nockenbetriebene Plunger 150 die Arbeit an die Nockenwelle zurückgeben kann, wenn der Plunger sich zurückzieht. Ein Teil der Arbeit, die vom Plunger 150 an der Ladung verrichtet wird, kann auch vom Motorkolben entzogen werden, solange der Plunger 150 sich nicht früher als spät im Expansionshub oder nach dem Expansionshub zurückzieht.
  • Alternativ dazu, Bezug nehmend auf 22b, kann ein Plunger 170 hydraulisch betätigt werden, durch eine Druckflüssigkeitsversorgung, z.B. Kraftstoff, der durch eine Hydraulikleitung 172, die zum Beispiel mit einer Kraftstoffpumpe oder einem Common-Rail-System verbunden ist, einer Kammer 174 zugeführt wird. 22c veranschaulicht eine andere hydraulisch betätigte Ausführungsform, in der ein Plunger 180, der von einer Feder 182 unterstützt wird, in einer Kammer 184 angeordnet ist, die an einem Ende des Plungers 180 geformt ist, um die Speicherung von Energie in der Feder zu erlauben. In diesem System hält ein Rückhaltesystem (nicht gezeigt), das z.B. hydraulisch, elektromagnetisch oder mechanisch ist, den Plunger in der unausgestreckten Position. Wenn der Kolben nahe am TDC ist, drückt ein Hydraulikflüssigkeitsversorgungssystem 186 den Plunger 180 nach unten (an diesem Punkt wird der Plunger nicht mehr vom Rückhaltesystem gehalten). Diese Abwärtsbewegung wird von der Feder 182 stark unterstützt. Nach der Verbrennung bewegt sich der Plunger 180 nach oben zurück, um die Feder 182 wieder zu komprimieren, wodurch er Energie an die Feder zurückgibt. Um diesen Energieentzugsprozess zu optimieren, entleert sich die Hydraulikammer 184 mit einer Geschwindigkeit, die durch ein Ventil 188 geregelt wird.
  • 22d veranschaulicht eine weitere Ausführungsform, in welcher eine Feder 190, die den Plunger 192 in die ausgestreckte Position vorspannt, stark genug ist, um den Gasdruck im Brennraum vor der Verbrennung zu überwinden. Nahe am TDC wird ein Auslassventil 194, das mit einer Kammer 196 verbunden ist, geöffnet, und die Feder 190 drückt den Plunger 192 in die in den Brennraum 162 ausgestreckte Position, was die Zündung der Ladung und den Anstieg des Drucks im Brennraum 162 bewirkt. Als Ergebnis wird der Plunger 192 nach oben entgegen der Feder 190 zurückgedrückt. Bei Bedarf führt eine Hochdruckversorgung 200 der Kammer 196 Hydraulikflüssigkeit zu, um sicherzustellen, dass der Plunger 192 sich nach oben in die eingezogene Position zurückbewegt. Wenn der Gasdruck ausreicht, um den Plunger nach oben in die eingezogene Position zurückzubewegen, kann eine Niederdruck-Füllversorgung 202 mit einem Einwegventil 204 verwendet werden, um die Kammer 196 unterhalb des Plungers 192 zu füllen.
  • Das Kompressionsverhältnis kann auch variiert werden, indem ein Gegenkolbenmotordesign mit einer variablen Phasenverschiebung vorgesehen wird, um das Variieren des Kompressionsverhältnisses während des Betriebs durch Änderung der Drehphase zwischen zwei Kurbelwellen zu erlauben. Der Gegenkolbenmotor kann des im US-Patent Nr. 4.010.611 offenbarten Typs sein, oder des Typs mit miteinander verbundenen Zylindern mit variablen Phasen, wie im US-Patent Nr. 4.955.328 offenbart, deren Inhalt durch Bezugnahme hierin aufgenommen wird. Alternativ dazu kann, Bezug nehmend auf 23, das Kompressionsverhältnis mit einem Phasenverschiebungsmechanismus 210 variiert werden, der eine konventionelle Differentialanordnung 211 umfasst, die zwischen einem Eingangswellenabschnitt 212 einer der Kurbelwellen 214, 216, die mit jeweiligen Kolben 218, 220 verbunden ist, und einem Ausgangswellenabschnitt 222 der gleichen Kurbelwelle 214 verbunden ist, um die relative Verschiebung der Kurbelwellenabschnitte relativ zueinander zu erlauben. Die Kurbelwellen 214 und 216 sind über eine konventionelle Getriebeanordnung 233 zur Kraftübertragung an eine angetriebene Welle 225 verbunden. Wie in 24 gezeigt, umfasst das Differential 211 ein Tellerrad 224, das an ein Ende des Eingangswellenabschnitts 212 befestigt ist, einen Arm 226, der vom Tellerrad 224 aus verläuft, und eine Getriebeanordnung 227, die auf den gegenüberliegenden Enden der Wellenabschnitte 212, 222 montiert ist. Ein Rotormechanismus 228 einschließlich eines Kegelrads 230 ist mit dem Tellerrad 224 operativ verbunden, um das Tellerrad zu drehen, wenn eine Änderung in der Phaseneinstellung zwischen den Kurbelwellen gewünscht wird. Solange das Tellerrad 224 stationär bleibt, bleiben die Wellenabschnitte 212, 222 phasengleich. Wenn das Tellerrad 224 durch Drehen des Kegelrads 230 gedreht wird, dreht sich der Arm 226, was eine Änderung in den Phaseneinstellungen zwischen den Wellenabschnitten 212, 222 zur Folge hat. Der Rotormechanismus 228 wird demnach benutzt, um die relative Phaseneinstellung der Eingangswelle und der Ausgangswelle anzupassen, wodurch die Phaseneinstellung der zwei Kurbelwellen und das Kompressionsverhältnis angepasst werden. Überdies können zwei Kurbelwellen pro Zylinder verwendet werden, um den inhärenten Seitenschub zu beseitigen, der durch den Kurbelarm im Einzelkurbelwellendesign ausgeübt wird. Der Einfluss des maximal möglichen Kompressionsverhältnisses auf die CR-Empfindlichkeit bei der Phaseneinstellung ist zu berücksichtigen. Es kann vorteilhaft sein, eine Geometrie zu haben, bei der die Kolben bei der Phaseneinstellung „null" miteinander interferieren. Natürlich würde diese Anordnung jederzeit mit einer Phaseneinstellung ungleich null betrieben werden.
  • Die Anmelder haben ermittelt, wie die Änderung in der Phaseneinstellung eines Gegenkolbenmotors das Kompressionsverhältnis verändert. Diese Untersuchung beinhaltet drei Studien, wie in 25 gezeigt. In der ersten, wo die zwei Kolben phasengleich waren, d.h., beide Kolben erreichen den TDC zur gleichen Zeit, betrug das Kompressionsverhältnis 25:1. In der zweiten, wo die Kolben phasengleich waren, kommen sie zusammen und berühren sich genau am TDC. Bei einem Kolben mit flachem Kopf gäbe es kein Volumen zwischen den Kolben, und das Kompressionsverhältnis würde unendlich werden, kein Spaltvolumen vorausgesetzt. Der dritte Fall nimmt eine negative Interferenz an, so dass die Kolben in Kontakt kommen, wenn sie in gewissem Maße außerphasig sind. In diesem Fall entsprach die Überlappung etwa 10% des Hubs, was zur Folge hatte, dass die Kolben sich bei 46° außerphasig berührten. Natürlich wird auch die Motor geometrie (Bohrung, Hubweg, Verbindungsstangenlänge) das CR gegenüber der Phaseneinstellung beeinflussen; diese Werte wurden in dieser Studie konstant gehalten.
  • Diese Ergebnisse weisen darauf hin, dass das Kompressionsverhältnis mit einer Gegenkolbenanordnung mit variabler Phaseneinstellung über einen sehr großen Bereich hinweg variiert werden kann. Die Steigung der Änderung im Kompressionsverhältnis durch die Phaseneinstellung ist von der Menge des Entfernung oder der negativen Entfernung zwischen den Kolben beim TDC mit 0° Phaseneinstellung abhängig. Daher kann es in einer praktischen Anwendung wünschenswert sein, ein Gleichgewicht zwischen dem Bereich der Phaseneinstellung, der benötigt wird, um den gewünschten Bereich der Kompressionsverhältnisse abzudecken, und der Genauigkeit zu treffen, mit welcher die Phaseneinstellung gesteuert werden soll, d.h. die Steigung der Kurve in 25 sollte optimiert werden. Die Steigung der Kurve sollte daher idealerweise steil genug sein, damit der gewünschte Kompressionsverhältnisbereich innerhalb einer begrenzten Phaseneinstellmenge erreicht werden kann, und nicht so steil, dass die Phaseneinstellung zu genau sein muss.
  • Aus 26, geht sehr klar hervor, dass die Kolben mit abnehmendem Kompressionsverhältnis immer außerphasiger werden. Es ist auch klar, dass es bei Phasenwinkeln kleiner als 120° sehr wenig Änderung in der Form des Zylindervolumens gegenüber dem Kurbelwellenwinkel gibt. Als Ergebnis kann die Änderung in der Phaseneinstellung verwendet werden, um das Kompressionsverhältnis über einen großen Bereich hinweg zu steuern, ohne das Zylindervolumen gegenüber dem Kurbelwellenwinkel zu beeinflussen. Ein Gegenkolbenmotor mit variabler Phaseneinstellung bietet offenbar die erwünschte Flexibilität, um einen großen Bereich von Kompressionsverhältniswerten zu erreichen.
  • Das effektive Kompressionsverhältnis kann mit variablen Ventilsteuerzeiten Variiert werden. Das heißt, wie in Tabelle I gezeigt, senkt das Vorschieben der Einlassventilschließung das effektive CR, während eine signifikante Verzögerung der IVC das effektive CR ebenfalls reduziert. Doch die Änderung der Ventilereignisse kann im Vergleich zum Variieren des geometrischen Kompressionsverhältnisses einen sehr starken Einfluss auf die Atmung eines Motors haben, und daher auf das Luft/Kraftstoff-Verhältnis (unter der Voraussetzung, dass der Kraftstoffdurchsatz konstant gehalten wird). Die steilste Änderung im Luftstrom mit TDC-Temperatur tritt auf, wenn die IVC geändert wird. Wenn die IVC früher wird, wird die TDC-Temperatur gesenkt, doch der Luftstrom wird stark eingeschränkt, wodurch sich das Äquivalenzverhältnis möglicherweise auf unerwünschte Weise ändert. In diesem Fall kann eine Zunahme im Ladedruck in Verbindung mit einer früheren IVC verwendet werden, um einen konstanten Luftdurchsatz aufrechtzuhalten. Dementsprechend ändert sich bei der EVC die Menge der im Zylinder eingefangenen Restgase, wenn die EVC geändert wird, und daher wird die Atmung beeinflusst. Die Steigung der IVC-Linie ist ungefähr doppelt so groß wie die der EVC und IVO, während das Variieren des geometrischen Kompressionsverhältnisses den Luftstrom nicht beeinflusst. Hinsichtlich der Änderung der TDC-Temperatur ohne Beeinflussung des Luftstroms scheint das variable geometrische Kompressionsverhältnis die effektivste der Stellgrößen zu sein.
  • Bezug nehmend auf 28, weist die Änderung eines der Ventilereignisse oder des Kompressionsverhältnisses eine bestimmte Wirkung auf den BSFC auf. Um den besten BSFC zu erreichen, ist die Erhöhung des Kompressionsverhältnisses eine bessere Wahl als die Änderung der Auslassventilschließung, wenn eine höhere Temperatur benötigt wird. Eine sehr große BSFC-Einbuße wird hingenommen, wenn die EVC vorgeschoben wird, um die Temperatur am TDC zu erhöhen. Wenn eine niedrigere Temperatur benötigt wird, ist das Vorschieben der IVC die beste Methode, während das Variieren des geometrischen Kompressionsverhältnisses auch eine Option sein kann, da es nur zu einem etwas höheren BSFC führt.
  • Die Anmelder haben auch festgestellt, dass die Änderung des effektiven Kompressionsverhältnisses erwartungsgemäß einen großen Einfluss auf den Spitzenzylinderdruck hat, wie in 29 gezeigt. Die IVC weist eine nahezu identische Kurve auf wie der VCR, was die Tatsache bestätigt, dass die Änderung der IVC das effektive Kompressionsverhältnis tatsächlich verändert. Da die Wärmefreisetzung in diesem Fall bei 5° ATDC startet, scheint die Zylinderdruckkurve „doppelhöckrig" zu sein; die erste Spitze bei TDC ist auf die Kompression zurückzuführen; die zweite Spitze nach TDC ist durch die Verbrennung bedingt. Das Erscheinungsbild der zwei Steigungen der VCR- und IVC-Linien ist auf den absoluten Spitzenzylinderdruck zurückzuführen, der auf dem Verbrennungshök ker (CR < 18) oder auf dem Kompressionshöcker (CR > 18) auftritt. Um die Temperatur am TDC von der Basislinie aus zu erhöhen, ohne den Spitzenzylinderdruck nachteilig zu beeinflussen, wäre das Ändern des EVC oder IVO die beste Strategie. Doch diese Strategie kann zu einer unerwünschten Erhöhung des BSFC (28) führen und kann auch die Motoratmung verändern (27).
  • Die Anmelder haben auch ermittelt, dass für die Verbrennung bei niedrigen Ansaugtemperaturen sehr hohe Kompressionsverhältnisse erforderlich sind. Zum Beispiel wurde herausgefunden, dass bei Ansaugtemperaturen von 0, 20 und 40°F keine Verbrennung auftritt, wenn die entsprechenden Kompressionsverhältnisse jeweils unter 35, 33 und 30 liegen. Unter aufgewärmten Bedingungen beträgt das erwünschte Kompressionsverhältnis etwa 15, was bedeutet, dass eine Änderung von annähernd 20 Kompressionsverhältnissen erforderlich wäre, um diese Bedingungen einzuhalten. Aufgrund der sehr hohen Kompressionsverhältnisse, die unter diesen Bedingungen erforderlich sind, sind auch die Spitzenzylinderdrucke hoch und in einigen Fällen größer als 200 bar. Als Ergebnis können Ansauglufterhitzer und/oder andere Kaltstartmethoden praktischer sein als die alleinige Verwendung des variablen Kompressionsverhältnisses. Das Aufrechterhalten eines niedrigeren Kompressionsverhältnisses wird auch das Erreichen eines höheren GIMEP gestatten, bevor die Spitzenzylinderdruckgrenze erreicht wird.
  • Ein anderes Verfahren zur Temperaturregelung ist das Einleiten von Wasser in den Ansaugkrümmer oder direkt in den Zylinder. Die Anmelder haben gezeigt, dass das Wasser aufgrund der Dissoziierung zu einer niedrigeren Flammentemperatur (205 K niedriger) führt, wenn der Stickstoff in der Ansaugluft komplett durch Wasser ersetzt wird. In den Studien der Anmelder nahm auch die Zündverzögerung leicht zu (um 0,04 msek), und die Spitzenreaktionsgeschwindigkeit fiel um etwa 50% ab. Wenn Wasser in den Ansaugkrümmer zugesetzt wurde, z.B. durch Wasservernebelung, ist die chemische Wirkung, wenn auch klein, eine geringfügige Verzögerung des SOC. Doch die flüssige Wassereinspritzung in den Ansaugkrümmer kühlt den Ansaugkrümmer aufgrund der Verdampfung der Flüssigkeit wirksam. Als Ergebnis wurden die IMT und die TDC-Temperaturen auf signifikante Weise gesenkt, wie in 30 gezeigt. Die Wirkung der Wassereinspritzung auf die Temperatur am TDC ist größtenteils auf die Abnahme in der IMT zurückzuführen, nicht auf die Änderung im Verhältnis spezifischer Wärmen. Der Einfluss auf die IMT ist als eine Obergrenze zu betrachten.
  • Es ist anzumerken, dass die Anmelder gezeigt haben, dass die PCCI-Verbrennung ohne nachteilige thermische Einflüsse auf den Kolben 14 (1a) aufrechterhalten werden kann. Auch wenn die PCCI-Verbrennung Klopfstärkeniveaus erzeugen kann, die 10–20 mal höher sind als der sichere Niveau, das in Ottomotoren vorkommt, erreichen sowohl Aluminium- als auch Stahlzylinder keine übermäßigen Temperaturniveaus. In der bevorzugten Ausführungsform der Anmelder sind die Temperaturen, die aus der Selbstzündung in der PCCI-Verbrennung resultieren, viel niedriger als die Temperaturen, die in Ottomotoren vorkommen, weil in der bevorzugten Ausführungsform der Anmelder die PCCI-Verbrennung unter derart mageren Bedingungen stattfindet.
  • Druckregelung
  • Der SOC kann auch durch Regelung des Drucks im Brennraum gesteuert werden. Ein Weg, den Zylinderinnendruck zu regeln, ist die Verwendung einer Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses, um den Druck im Brennraum zu variieren. Auch wenn das Variieren des Kompressionsverhältnisses letztendlich sowohl den Druck als auch die Temperatur der Ladung variiert, wird der Druck direkt geändert. Eine Zunahme im Kompressionsverhältnis wird dazu tendieren, den Druck am TDC zu erhöhen, und eine Abnahme im Kompressionsverhältnis wird den Druck am TDC verringern. Die Anmelder haben gezeigt, dass die Zunahme im Zylinderinnendruck den Start der Verbrennung vorschiebt und die Abnahme im Zylinderinnendruck den SOC verzögert. Jede der Vorrichtungen zum Variieren des Kompressionsverhältnisses, die oben in Bezug auf die Temperaturregelung erläutert wurden, kann verwendet werden.
  • Ein zweiter Weg, den Zylinderinnendruck zu regeln, ist das Variieren des Ansaugkrümmer- oder Ladedrucks (IMP). Es wurde gezeigt, dass der Zeitpunkt des SOC eine Funktion des Drucks ist. Die Anmelder haben den Einfluss des Variierens des IMP auf die Verbrennung und den Motorbetrieb ermittelt. Die Motorbedingungen für die Studie an einem Motor waren 1200 U/min, 355,7 K < IMT < 357,4 K, 0,256 < ϕ < 0,263. Der IMP wurde variiert. Die Aufrechterhaltung dieser Bedingungen während des Erhöhens des IMP machte die Erhöhung des Luft stroms und Kraftstoffstroms notwendig. 31a und 31b zeigen, dass die Dauer der Wärmefreisetzung abnimmt, während der IMP sowohl im Kurbelwellenwinkel- als auch im Zeitbereich zunimmt. 31d zeigt, dass der SOC mit zunehmendem IMP früher auftritt. 31C, die Ergebnisse von einer anderen Studie zeigt, gibt eindeutig an, dass das Erhöhen des Ladedrucks das Wärmefreisetzungsereignis auf signifikante Weise vorschiebt. 31e zeigt, dass FSHC-Emissionen mit zunehmendem IMP abnehmen, was auf eine vollständigere Verbrennung hinweist. 31f zeigt, dass der GIMEP mit zunehmendem IMP zunimmt, was größtenteils auf die zunehmend vollständige Verbrennung zurückzuführen ist, und in geringerem Maße auf mehr Kraftstoff. 31g zeigt, dass der brutto indizierte Wärmewirkungsgrad mit zunehmendem IMP zunimmt, was zum Teil auf die vollständigere Verbrennung zurückzuführen ist. 31h zeigt, dass FSCO-Emissionen mit zunehmendem IMP abnehmen, was offenbar auf die vollständigere Verbrennung zurückzuführen ist. 31i zeigt, dass FSNOx-Emissionen vom IMP nicht auf signifikante Weise beeinflusst werden. 31j zeigt, dass der Variationskoeffizient (COV) des GIMEP mit zunehmendem IMP abnimmt. 31k zeigt, dass der PCP mit zunehmendem IMP zunimmt. 31l zeigt, dass das geschätzte Geräusch mit zunehmendem IMP zunimmt. 31m zeigt, dass kleinere Gewinne im GIMEP größere Zunahmen im PCP verursachen, wenn der IMP zunimmt. Diese Wirkung ist auf den SOC zurückzuführen, der mit zunehmendem IMP früher auftritt.
  • Eine Studie variierte den Druck am BDC des Kompressionshubs. Die Studie wurde bei einem Kompressionsverhältnis von 14,5:1, einer Motordrehzahl von 1200 U/min, einer BDC-Kompressionstemperatur von 389 K, einem Äquivalenzverhältnis von 0,3285 und ohne Wärmeübertragung durchgeführt. Der verwendete Kraftstoff war Propan, und der Druck am BDC wurde variiert, während alle anderen Parameter konstant gehalten wurden. Aus der Studie geht klar hervor, dass der SOC früher wird, wenn der Druck am BDC zunimmt. Überdies wurde bei BDC-Drucken kleiner als 1,75 bar weniger als 10% der Kraftstoffenergie freigesetzt, während bei BDC-Drucken größer als 1,75 bar praktisch die gesamte Kraftstoffenergie freigesetzt wurde. Dies weist darauf hin, dass die Verbrennung Änderungen im Druck gegenüber sehr empfindlich ist. Bei sehr niedrigen Drucken verbrennt sehr wenig Kraftstoff, was zu hohen FSHC-Emissionen führt. Da bei diesen niedrigen Drucken kein Kraftstoff verbrennt, wird kein Kohlenmonoxid erzeugt. Wenn der Druck zunimmt (während die IMT konstant gehalten wird) wird ein höherer Prozentsatz des Kraftstoffs verbrannt, was zu einer geringeren Erzeugung von Kohlenmonoxid und weniger FSHC-Emissionen führt. Über einem bestimmten kritischen Druck verbrennt der gesamte Kraftstoff vollständig, was zu extrem niedrigen FSHC- und FSCO-Emissionen führt. Eine sehr kleine Änderung im BDC-Druck führt auch zu einer sehr großen Änderung in der Spitzenzyklustemperatur (PCT). Die Ergebnisse der Simulation geben an, dass der Kraftstoff bei sehr niedrigen Spitzenzyklusdrucken (PCP) nicht brennt. Daher weist der Druck bei der isentropischen Kompression einen Spitzenwert auf. Mit zunehmendem Druck wird ein höherer Prozentsatz der Kraftstoffenergie freigesetzt, wodurch der Zylinderdruck über den isentropischen Kompressionsdruck hinaus ansteigt. Wenn der Druck weiter zunimmt, wird die gesamte Kraftstoffenergie freigesetzt und erhöht aufgrund der isentropischen Wirkung den Anstieg im PCP zusätzlich.
  • Das Variieren des IMP kann offensichtlich eine wirksame Methode zur Steuerung des SOC und der Dauer der Verbrennung sein. Das Erhöhen des IMP tendiert dazu, den SOC vorzuschieben, während es die Dauer der Wärmefreisetzung verringert. Dementsprechend tendiert das Verringern des IMP dazu, den SOC zu verzögern, während es die Dauer der Wärmefreisetzung erhöht. In einer typischen Anwendung würde unter konstanten Drehmomentbedingungen der Kraftstoffdurchsatz im Wesentlichen konstant bleiben, und der Ladedruck würde erhöht, um den Start der Verbrennung vorzuschieben, oder der Ladedruck würde reduziert, um den Start der Verbrennung zu verzögern. Zum Beispiel kann ein Luftkompressor, ein Turboauflader, ein Auflader verwendet werden, der von einem Motorabtrieb angetrieben wird, oder ein elektrisch angetriebener Kompressor. Für ein gegebenes Leistungsniveau, und daher für einen gegebenen Kraftstoffdurchsatz, gibt es typischerweise einen bevorzugten Ansaugdruck und eine bevorzugte Ansaugtemperatur. Bei sehr niedrigen Lasten kann es wünschenswert sein, den Ansaugkrümmerdruck mit einer Drosselklappe 53 (1a) zu regeln, auf dieselbe Weise, wie der Ansaugdruck in einem aktuell hergestellten Ottomotor geregelt wird. Die Drosselklappe 53 kann auch verwendet werden, wenn ein Mehrfachmodus-PCCI-Motor in einem Funkenzündungsmodus betrieben wird, wie weiter unten beschrieben. Natürlich kann eine Drosselklappe alternativ dazu an anderen Stellen im Ansaugsystem angeordnet sein, wie z.B. im Ansaugkrümmer.
  • Wie zuvor erörtert, haben die Anmelder die Fähigkeit nachgewiesen, den SOC in einem PCCI-Motor mit einer variablen IMT zu steuern. Es ist offensichtlich, dass bei hoher Last ein niedrigeres Kompressionsverhältnis (CR) wünschenswert ist und bei niedriger Last höheres CR wünschenswert ist. Eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung verwendet ein passiv variables Kompressionsverhältnis (VCR), um das CR auf der Basis der Lastbedingungen zu variieren. Jedes konventionelle passive VCR-System kann verwendet werden. Der Vorteil der Verwendung des passiven VCR gegenüber dem aktiven VCR liegt in der Einfachheit und den geringeren Kosten. In dieser Ausführungsform wird der SOC durch ein Mittel wie variable IMT oder Ozonzusatz gesteuert. Das passive VCR-System geht bei niedriger Last (wenn die Zylinderdrucke niedrig sind) automatisch zu einem hohen Kompressionsverhältnis über, und bei hoher Last (wenn die Zylinderdrucke hoch sind) zu einem niedrigen Kompressionsverhältnis.
  • Der Vorteil dieses Systems ist auch ein größerer Betriebsbereich. Das niedrigere CR erlaubt den Betrieb bei einem höheren BMEP, ohne Zylinderdruckgrenzen zu übersteigen. Das höhere CR erlaubt dem Motor, leichter gestartet zu werden und bei hohen Lasten zu laufen, während der Start der Verbrennung noch auf einen optimalen Zeitpunkt gehalten wird. Andere haben vorgeschlagen, passive VCR zur Begrenzung des Zylinderdrucks zu verwenden, doch nicht in Verbindung mit der aktiven SOC-Regelung in einem PCCI-Motor.
  • In der Vergangenheit sind Motoren mit PCCI-Verbrennung nicht in der Lage gewesen, brutto indizierte mittlere Arbeitsdrucke zu entfalten, die so hoch wie sind die von aktuellen Dieselmotoren erzeugten. Da die Verbrennungsdauer von PCCI-Motoren allgemein sehr kurz ist, ist der PCCI-Verbrennungsprozess bei niedrigen Motordrehzahlen (< 2000 U/min) im Wesentlichen ein Konstantvolumenprozess, wie in 55 dargestellt, wo ein log(P)/log(V)-Graph eines PCCI-Motors mit nahezu konstanter Volumenverbrennung gezeigt wird.
  • In einer anderen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird dem Verbrennungsprozess ein Konstantdruckabschnitt hinzugefügt. Der Konstantdruck-Wärmezusatz tritt unterhalb der Spitzenzylinderdruckgrenze des Motors auf. Der Konstantdruckabschnitt des Wärmezusatzes wird durch direkte Kraftstoffeinspritzung mit einer geregelten Rate erreicht, ähnlich wie bei modernen Dieselmotoren. Der direkt eingespritzte Kraftstoff kann der gleiche Kraftstoff sein wie der vorgemischte Kraftstoff oder ein anderer Kraftstoff, wie z.B. Diesel, Benzin, Erdgas usw. Dies führt zum in 56 gezeigten log(P)/log(V)-Plot. Die PCCI-Verbrennung erzeugt im Wesentlichen keine NOx-Emissionen. Die Verbrennung, die auf die Direkteinspritzung des Kraftstoffs zurückzuführen ist, erzeugt NOx-Emissionen mit einer Rate, die dem Diffusionsverbrennungsabschnitt der Verbrennung in einem Dieselmotor mit hohen AGR-Raten entspricht. Der Kraftstoff, der direkt eingespritzt wird, weist eine extrem kurze Zündverzögerung auf, da die Brennraumtemperaturen aufgrund der PCCI-Verbrennung bereits hoch sind. Dies hat auch niedrigere NOx-Emissionen zur Folge. Sowohl die PCCI-Verbrennung als auch die Verbrennung, die auf das Brennen des Kraftstoffs bei Konstantdruck zurückzuführen ist, erzeugen Leistung, doch die PCCI-Verbrennung erzeugt wenig oder keine NOx-Emissionen. Deshalb können die FSNOx- und die bremsspezifischen NOx-Emissionen eines solchen Zyklus auf signifikante Weise niedriger sein als beim Dieselbetrieb. Dementsprechend wird die Rußerzeugung im vorgeschlagenen Zyklus der vorliegenden Ausführungsform geringer sein als bei einem Dieselmotor, da die PCCI-Verbrennung keinen Ruß erzeugt.
  • Der Zyklus der vorliegenden Ausführungsform kann durch Mischen von Kraftstoff mit Luft durchgeführt werden, um einen annähernd homogenen Zustand zu erreichen, zum Beispiel unter Verwendung eines Vergasers, eines Drosselkörpers, einer Kanaleinspritzdüse oder Direkteinspritzdüse, die bei oder kurz vor der Einlassventil schließung (IVC) Kraftstoff einspritzt. Die Ladung wird komprimiert, bis die Selbstzündung auftritt (PCCI-Verbrennung). Wenn der Zylinderdruck abzufallen beginnt, beginnt die Direkteinspritzung von Kraftstoff. Ein Sensor kann verwendet werden, um den Druckabfall im Brennraum zu erkennen, oder eine Vorhersagemethode wie z.B. eine Nachschlagetabelle kann verwendet werden. Die Einspritzrate wird geregelt, um den konstanten Zylinderdruck auf oder unter die Spitzenzylinderdruckgrenze des Motors zu halten. Die Direkteinspritzung von Kraftstoff endet früh genug, um eine geringe Rußerzeugung zu gestatten. Die Expansion setzt sich auf nahezu isentropische Weise fort, bis das Auslassventil sich nahe am unteren Totpunkt öffnet. Der Prozentsatz der Energie aus der PCCI-Verbrennung kann variiert werden, um die NOx- und Rußemission zu minimieren und den Wirkungsgrad und GIMEP zu maximieren. Dieses Verfahren kann besonders wirksam sein, um das Übergangsverhalten des Motors zu verbessern.
  • 57 veranschaulicht die allgemeine Motoranordnung der vorliegenden Ausführungsform mit einem Sensor 120, einem Steuergerät 122, einer Kraftstoff-Direkteinspritzdüse 124, einer Kraftstoff-Kanaleinspritzdüse 126, einem Vergaser 128 und einer Zündkerze 131. Der Motor kann auf verschiedene Weise gestartet werden, einschließlich mit Direkteinspritzung und Kompressionszündung; Direkteinspritzung und Funkenzündung; Kanaleinspritzung und Funkenzündung; oder kann direkt im PCCI-Modus gestartet werden. Das Steuergerät regelt eines oder mehreres von der Menge des eingespritzten Kraftstoffs, der Rate, mit welcher der Kraftstoff eingespritzt wird, und dem Zeitpunkt des Direkteinspritzungsereignisses. Das Steuergerät regelt auch den Prozentsatz des Kraftstoffs, der im PCCI-Verbrennungsprozess verbrannt wird. Da das Volumen der Ladung während des Konstantdruckabschnitts der Verbrennung zunimmt, muss die Volumentemperatur der Ladung steigen. Dieser Temperaturanstieg unterstützt die Reduktion der CO- und HC-Emissionen, die gewöhnlich aus der PCCI-Verbrennung resultieren.
  • Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs
  • Eine weitere Strategie zur Steuerung des Starts und der Dauer der Verbrennung ist das Variieren der Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs. Die Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs können durch Einspritzen eines Gases, z.B. Luft, Sauerstoff, Stickstoff, Ozon, Kohlendioxid, Abgas usw. in die Luft oder das Luft/Kraftstoff-Gemisch oder in das Ansaugsystem geregelt werden, z.B. bevorzugt in den Kanal zum Beispiel unter Verwendung einer Einspritzdüse 42, oder direkt in den Zylinder unter Verwendung einer Einspritzdüse 40, wodurch eine Kontrolle über den Start der Verbrennung und die Verbrennungsgeschwindigkeit ermöglicht wird.
  • Die Anmelder haben den Einfluss des Zusatzes von Reaktionsmitteln in das Luft/Kraftstoff-Gemisch auf den Verbrennungsprozess untersucht. Eine Studie wurde mit einem Äquivalenzverhältnis von 0,3, einer Temperatur am BDC von 389 K, einem Druck am BDC von 3 bar und Propan als Kraftstoff durchgeführt. Das Kompressionsverhältnis betrug 14,5, und die Motordrehzahl betrug 1800 U/min. Die verwendete Motorgeometrie war ein Motor der Cummins C-Serie. Die Stickstoff-, Sauerstoff- und Kraftstoff-Molfraktionen wurden in allen Fällen jeweils auf 0,771, 0,216 und 0,0123 konstantgehalten. Die Molfraktion des zugesetzten Reaktionsmittels war in allen Fällen 0,000411. Die Reaktionsmittel, die untersucht wurden, waren H2, H2O2, OH, CO, O, HO2, H und O3. 32 zeigt die Temperatur gegenüber dem Kurbelwinkel. Auch wenn CO und H2 den SOC um weniger als 0,5 Kurbelwinkelgrad vorschoben, schoben alle anderen Mittel den SOC auf signifikante Weise vor, wobei O3 (Ozon) die größte Änderung im SOC verursachte. Demnach verursachen kleine Konzentrationen der häufigsten Radikale signifikante Änderungen im SOC.
  • Demnach haben die Anmelder ermittelt, dass der Zusatz sehr kleiner Mengen an Ozon den SOC um signifikante Mengen vorschiebt. Die Anmelder haben auch gezeigt, dass praktisch das gesamte Ozon durch den Verbrennungsprozess verbrannt wird, und dass die Änderung im SOC mit zunehmender Ozonzusatzmenge abnimmt. Das heißt, 33 veranschaulicht den Einfluss des zusätzlichen Ozons auf den Vorschub des SOC. Der Temperaturanstieg zeigt den Start des Verbrennungsereignisses an. Die Studien der Anmelder haben zudem gezeigt, dass Ozon verwendet werden kann, um den SOC bei PCCI- und somit HCCI-Motoren vorzuschieben, die mit Erdgas-, Propan- und Dieselkraftstoffen betrieben werden. Weil Ozon wirksam ist, um den SOC bei einem derart großen Kraftstoffbereich vorzuschieben, erwarten die Anmelder ähnliche Wirkungen bei Benzin und Alkoholen sowie anderen Kohlenwasserstoffkraftstoffen einschließlich sauerstoffhaltiger Kraftstoffe. Die Anmelder haben zudem nur eine kleine Wirkung beobachtet, wenn O3 in den Einlass eines konventionellen Dieselmotors zugesetzt wurde.
  • Angesichts des signifikanten Einflusses des Ozonszusatzes auf den SOC kann Ozon auf mehrere Weisen genutzt werden, um die Verbrennung in einem PCCI-Motor auf vorteilhafte Weise zu steuern. Zuerst kann durch Zusatz verschiedener Mengen an O3 in die Einlasskänale der SOC eines, mehrerer oder aller Zylinder angepasst werden. Zweitens kann der Zusatz von O3 in den Einlass als Kaltstarthilfe für PCCI- und Dieselmotoren benutzt werden. Drittens erlaubt der Zusatz von O3 in das Abgas eines Motors es einem Katalysator, früher warm zu werden, wodurch die Kaltstartemissionen von Ottomotoren, Dieselmotoren und PCCI-Motoren, die mit Katalysator ausgerüstet sind, möglicherweise auf signifikante Weise reduziert werden. O3 kann „an Bord" durch eine einfache elektrochemische Reaktion erzeugt werden. Ozongeneratoren sind im Handel erhältlich.
  • Auch die Zündverzögerung eines Dieselmotors kann reduziert werden, indem O3 in den Einlass zugesetzt wird. Dies würde die Vorgemisch-Verbrennungsfraktion verringern, was dann die NOx-Emissionen senken und den Lärm reduzieren würde.
  • Der Anmelder hat gezeigt, dass Ozon (03) verwendet werden kann, um die Selbstzündung eines PCCI-Motors zu verbessern, der mit Propan betrieben wird. Es wird angenommen, dass der Zusatz von O3 in den Einlass eines Ottomotors mit Magerverbrennung (SI) die Magergrenze auf signifikante Weise erweitern würde. Diese Wirkung wäre sehr vorteilhaft, da ein einer magerer Betrieb die NOx-Emissionen senkt. Durch Beschleunigen der mageren SI-Verbrennung durch Zusatz von O3 würde die BSFC-NOx-Einbuße verbessert. Die BSFC-NOx-Einbuße wird auch aufgrund des höheren Kompressionsverhältnisses verbessert. Die Anmelder geht davon aus, dass der Zusatz von O3 die Magergrenze erweitern würde, weil nahe an der Magergrenze das Verbrennungsereignis in der Flammenfront die Reaktionsstoffe gerade genug erhitzen kann, um die Zündung der Reaktionsstoffe zu verursachen. Die Herabsetzung der Selbstzündungstemperatur durch Ozon dürfte die Magergrenze erweitern.
  • Die Anmelder haben gezeigt, dass die Erhöhung der Sauerstoffkonzentration den SOC vorschiebt. Da die Sauerstoffanreicherung der Ansaugladung den SOC leicht vorschiebt und der Prozentsatz an Ozon am Auslass eines Ozongenerators zunimmt, wenn die Einlasssauerstoffkonzentration erhöht wird, kann Ozon in Verbindung mit Sauerstoffanreicherung verwendet werden, um den SOC zusätzlich vorzuschieben. Die Sauerstoffanreicherung kann durch die Verwendung von selektiven Membranen oder durch andere Mittel erreicht werden. Ozon kann auch in Verbindung mit einem Katalysator verwendet werden, um UHC-Emissionen aus einem PCCI-Motor oder konventionellen Ottomotor oder Dieselmotor zu senken. In diesem Fall wird das Ozon dem warmen Abgasen zugesetzt, um die Erhöhung der Abgastemperatur zu bewirken, wodurch die Katalysatorleistung verbessert wird. Wenn das Ozon überdies vor dem Turbineneinlass zugesetzt wird, kann die Turbineneinlasstemperatur erhöht werden, wodurch Lufthandhabungsprobleme erleichtert werden.
  • Angesichts dieser Ergebnisse kann Ozon wirkungsvoll als eine Starthilfe für Dieselmotoren verwendet werden. Ein Motor kann gestartet werden, indem etwas Kraftstoff sehr früh eingespritzt wird (dies ist mit einem Common-Rail-System leicht durchzuführen). Ozon wird während des Einlass- und/oder Kompressionsprozesses in den Einlass eingespritzt oder im Zylinder erzeugt, um dem Kraftstoff, der früh (etwa 60° BTDC oder noch früher) eingespritzt wurde, eine viel leichtere Entzündung zu erlauben. Mehr Kraftstoff kann dann nahe am TDC (in das heiße Verbrennungsprodukt) eingespritzt werden, wo er sich leicht entzündet. Durch sehr frühes Einspritzen einer angemessen kleinen Kraftstoffmenge spielt es keine Rolle, ob er sich zu früh entzündet, da nicht ausreichend Kraftstoff vorhanden ist, um übermäßig hohe Zylinderdrucke zu erzeugen. Aufgrund dessen wird kein spezielles SOC-Regelungssystem benötigt.
  • Das Verwenden von Ozon beim Kaltstart von Dieselmotoren erfordert eine Voreinspritzung von Dieselkraftstoff. Bei einem Kraftfahrzeug-Ottomotor kann das Ozon kurz vor der Auslassventilöffnung dem Abgas oder dem Zylinder zugesetzt werden, um die Abgastemperatur zu erhöhen. Ozon zerfällt zu O2 und O; der O erhöht die Reaktionsgeschwindigkeit exothermer Reaktionen, wodurch die Abgastemperatur erhöht wird. Dies unterstützt die Katalysatoraufwärmung, wodurch unverbrannte Kohlerwasserstoffe unter Kaltstartbedingungen reduziert werden. Ozon kann dem Abgas eines Motors zugesetzt werden, um die Konzentration an O-Atomen zu erhöhen, was zu niedrigeren NOx-Emissionen führt. Es wird auf das Vorhandensein des O-Atoms im folgenden erweiterten Zeldovich-Mechanismus hingewiesen. O + N2 <--> NO + N N + O2 <--> NO + O N + OH <--> NO + H
  • Die freien Sauerstoffatome spielen eine kritische Rolle im erweiterten Zeldovich-Mechanismus der NO-Umwandlung.
  • Ozon unterstützt den Übergang von einem PCCI-Modus in einen SI-Modus und umgekehrt. Beispiel: Ein Motor wird bei geringer Last im PCCI-Modus betrieben. Ozon wird verwendet, um den SOC zu steuern. Die Menge des zugesetzten Ozons entspricht einer signifikanten Änderung in der IMT. Um in den SI-Modus um schalten, wird das Ozon abgesperrt. Als Ergebnis ist die IMT zu niedrig, um die Selbstzündung zu unterstützen. Das Äquivalenzverhältnis wird auf ein sol ches erhöht, das genügt, um einen stabilen Funkenzündungsbetrieb zu unterstützen, wahrscheinlich über die Kanal- oder Direktkraftstoffeinspritzung. Die Zündkerze wird dann am geeigneten Zeitpunkt gezündet.
  • Obwohl das Erhöhen der Sauerstoffkonzentration den SOC vorschiebt, haben die Anmelder jedoch ermittelt, dass die Sauerstoffanreicherung von 20,7 Prozent auf 21,65 Prozent den SOC um weniger als einen Kurbelwinkelgrad vorschiebt, und die Sauerstoffanreicherung von 20,7 Prozent auf 23,7 Prozent den SOC um weniger als 1,5 Kurbelwinkelgrad vorschiebt. Daher kann die Verbrennung in einem begrenzten Umfang durch Modifikation der Sauerstoffkonzentration der Ansaugluft gesteuert werden. Dies kann erfolgen, indem Sauerstoff (oder ein sauerstoffreiches Gasgemisch) in den Einlass zugesetzt wird, oder durch selektives Entfernen des Stickstoffs aus der Ansaugluft (mit einer Membran zum Beispiel). Die Anmelder haben auch gezeigt, dass das Erhöhen des Prozentsatzes an Stickstoff in der Ansaugladung von 78,6 Prozent auf 80,6 Prozent zu einer Verzögerung des SOC um weniger als 2 Kurbelwinkelgrad bei 1800 U/min führte. Es wurde auch festgestellt, dass die gleiche prozentuale Erhöhung von N2 in der Frischladung die FSNOx von 0,144 auf 0,048 Gramm NOx pro kg Kraftstoff senkt.
  • Eine andere Methode, um den Einfluss von Sauerstoff auf den Verbrennungsprozess zu variieren, ist das Verdünnen des Gemischs durch AGR. In einer Studie wurde ein Motor-AGR-System vom Abgaskrümmer zum Kompressoreinlass installiert. Da die AGR vor dem Nachkühler zugemischt wurde und in der vorliegenden Studie die Nachkühler-Austrittstemperatur geregelt war und konstant gehalten wurde, konnte die AGR die Temperatur am SOC nicht auf signifikante Weise beeinflusst haben. Während dieser Studie wurden der Kraftstoffdurchsatz und die Ansaugkrümmertemperatur konstant gehalten. Als die AGR-Rate erhöht wurde, nahm der Abgaskrümmerdruck ab, was wiederum den Luftstrom in diesem turbogeladenen Motor verringerte. Der Kraftstoffdurchsatz wurde konstant gehalten, wodurch das frische Äquivalenzverhältnis zunahm. Trotz des erhöhten Äquivalenzverhältnisses wurde der SOC verzögert, als die AGR zunahm, was wohl auf die verdünnende Wirkung der AGR zurückzuführen ist. Wie erwartet verzögerte sich der SOC mit zunehmender AGR-Rate. Mit zunehmender AGR-Rate nahmen aber auch die CO- und NC-Emissionen zu. Und mit zunehmender AGR wurde die Abweichung im SOC zwischen Zylindern erhöht. In einer ähnli chen Studie wurde der SOC durch Anpassen der IMT konstant gehalten. Als die AGR erhöht wurde, nahm der Abgaskrümmerdruck ab, was wiederum den Luftstrom reduzierte. Der Kraftstoffdurchsatz wurde konstant gehalten, was die Erhöhung des Äquivalenzverhältnisses zur Folge hatte. Als die AGR-Rate von etwa 7 auf 13% AGR erhöht wurde, war zudem ein steiler Anstieg in der Schwankung des SOC von Zylinder zu Zylinder vorhanden. Als die AGR-Rate erhöht wurde, war schließlich eine höhere IMT erforderlich, um den SOC konstant zu halten, trotz einer Zunahme im Äquivalenzverhältnis. Diese Anforderung war auf die verdünnende Wirkung einer erhöhten AGR auf die Ansaugluft zurückzuführen.
  • Eine andere Technik, die Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs zur Steuerung des SOC und der Verbrennungsdauer zu modifizieren, ist das Variieren der Octan-, Methan- oder Cetanzahlen, zum Beispiel, indem zwei oder mehr Kraftstoffe mit verschiedenen Octan-, Methan- oder Cetanzahlen vorgesehen werden. Die Kraftstoffversorgung kann auch auf selektive Weise zwischen den Kraftstoffen umgeschaltet werden, oder die Kraftstoffe können gemischt werden. Diese Technik erlaubt es, das Verbrennungsereignis zu verzögern oder vorzuschieben. Zum Beispiel kann ein Kraftstoff, der leichter zur Selbstzündung neigt (niedrigere Octan- oder Methanzahl, oder höhere Cetanzahl) auf geregelte Weise mit einem Kraftstoff gemischt werden, der weniger leicht zur Selbstzündung neigt (oder es kann ein Kraftstoff verwendet werden, der sich bei einer hohen Temperatur entzündet, und ein Kraftstoff, der sich bei einer niedrigen Temperatur entzündet, um die direkte Kontrolle über den Zündzeitpunkt und die Verbrennungsgeschwindigkeit durch Änderung des Verhältnisses der Kraftstoffe, die während des Verbrennungsereignisses im Brennraum vorhanden sind, zu erlauben. Wie in 34 gezeigt, weisen Propan, Octan, und Heptan auf signifikante Weise verschiedene Einflüsse auf den SOC auf. Dieselbe Wirkung kann durch Verwendung eines Kraftstoffzusatzes erreicht werden, wie z.B. geregelte Mengen an Propan, Ethan oder anderen Kohlenwasserstoffen wie Motorschmieröl, die die Selbstzündungseigenschaften des Kraftstoffs ändern, um den Start der Verbrennung vorzuschieben oder zu verzögern. Natürlich kann jedes Verfahren, das die Octan/Methanzahl oder die Aktivierungsenergie des Kraftstoffs verändert, angewendet werden, um die Verbrennung vorzuschieben oder zu verzögern. Die Anmelder haben festgestellt, dass eine signifikante Empfindlichkeit des Starts der Verbrennung gegenüber der Octanzahl vorliegt. Dieser Einfluss war unabhängig von der Ansaugkrümmertemperatur. Ferner wurde in einer Studie der Start der Verbrennung durch eine Erhöhung der Octanzahl von 80 auf 100 um etwa 7° verzögert.
  • Das Erreichen einer dynamischen Regelung der Einzelzylinderverbrennung in einem Mehrzylinder-PCCI-Motor wird zum Erreichen einer besseren Verbrennung kritisch sein. Da sich erwiesen hat, dass viele der oben erwähnten Gase/Fluide, z.B. Kraftstoff, Ozon, Öl, Wasser usw., den SOC und/oder die Verbrennungsgeschwindigkeit auf signifikante Weise beeinflussen, können diese Zusatzstoffe benutzt werden, um die Verbrennung zwischen den Zylindern in einem Mehrzylindermotor, der nach PCCI-Prinzipien betrieben wird, auf vorteilhafte Weise auszugleichen. Zum Beispiel kann durch Einspritzung eines flüssigen oder gasförmigen Verdünnungsmittels wie z.B. ein weniger reaktiver Kraftstoff, Wasser, ungekühlte oder gekühlte Abgasprodukte, Luft und/oder Stickstoff in die Ansaugluft oder direkt in die Ladung im Zylinder der SOC verzögert werden. Und durch Einspritzen zum Beispiel eines reaktiveren Kraftstoffs, von Ozon, Öl und/oder Sauerstoff in die Ladung kann der SOC vorgeschoben werden. 1b veranschaulicht ein System zum Ausgleich der Verbrennung zwischen Zylindern eines Mehrzylindermotors. Das System wendet die Kanaleinspritzung von Kraftstoff in den Motor mit zwei Versorgungsarten pro Zylinder an, die Versorgung 32, um flüssigen Kraftstoff einzuspritzen, und die Versorgung 34, um gasförmigen Kraftstoff einzuspritzen. Auch wenn die Versorgungen 32 und 34 mit einer einzigen Zuleitung zur Abgabe in den Einlasskanal gezeigt werden, können die Versorgungen separate Zuleitungen aufweisen, die an verschiedenen Stellen mit dem Einlasskanal verbunden sind. Der flüssige Kraftstoff senkt aufgrund der Verdampfungswärme des flüssigen Kraftstoffs die Ladungstemperatur. Die Temperatur am TDC bei der Kompression, und demnach der SOC, können geregelt werden, indem die Menge des flüssigen gegenüber dem gasförmigen Kraftstoff variiert wird. Es spielt auch keine Rolle, wenn die Flüssigkeit im Kanal oder während der Kompression verdampft. Der gasförmige und flüssige Kraftstoff kann derselbe Kraftstoff in verschiedenen Zuständen sein, z.B. Propan, oder verschiedene Kraftstoffe, z.B. gasförmiges Erdgas und Flüssigbenzin wie z.B. Indolen. Es kommt darauf an, dass das Kanaleinspritzungssystem eine gute Trennung zwischen Zylindern hat, und die sequentielle (durch das Einlassereignis zeitlich gesteuerte) Einspritzung wird wohl erforderlich sein. Während des Betriebs wird einem Zylinder, der „ausgeht", mehr gasförmiger Kraftstoff gegeben, und einem Zylinder, der „zu warm" wird, wird mehr Flüssigkeit gegeben. Dieses Verfahren kann verwendet werden, um eine Temperaturdifferenz von etwa 20 Grad zu erreichen. Eine der Versorgungen kann Schmieröl oder Ozon sein, während die andere Versorgung ein Kraftstoff mit einem hohem Zündwiderstand sein kann, z.B. einer hohen Octanzahl, um die wirkungsvolle Steuerung des SOC durch Variieren der Menge an Öl oder Ozon zu erlauben, die dem Gemisch zugesetzt wird. Durch Verwenden der Motorschmierölversorgung oder durch Verwenden von Ozon, das während des Betriebs vom Motor erzeugt wird, kann auch eine zusätzliche Kraftstoff/Zusatzstoff-Versorgung vermieden werden.
  • Äquivalenzverhältnis
  • Eine weitere Stellgröße, die, wie von den Anmeldern gezeigt, auf effektive Weise verwendet werden kann, um den SOC und die Verbrennungsdauer oder die Wärmefreisetzungsrate zu regeln, ist das Äquivalenzverhältnis ϕ des Kraftstoff/Luft-Gemischs. Das Äquivalenzverhältnis ist gleich dem Kraftstoff/Luft-Verhältnis dividiert durch das stöchiometrische Kraftstoff/Luft-Verhältnis (wenn ϕ < 1, Kraftstoffmangel; wenn ϕ > 1, Kraftstoffüberschuss). Die Verbrennung muss in einem PCCI-Motor verlangsamt werden, da eine schnelle Verbrennung zu mehr Geräusch, weniger Wirkungsgrad und einem hohem Spitzenzylinderdruck führt. Wenn in der Luft/Kraftstoff-Ladung am oder nahe am Zündzeitpunkt verschiedene Temperaturen und/oder Äquivalenzverhältnisse erreicht werden können, wird die resultierende Verbrennungsgeschwindigkeit möglicherweise verlangsamt, wodurch die Verbrennungsdauer auf vorteilhafte Weise verlängert wird. Das Äquivalenzverhältnis kann erhöht werden, indem der Kraftstoffstrom zum Zylinder ohne eine entsprechende Zunahme im Ansaugluftstrom erhöht wird, oder durch Verringern des Ansaugluftstroms. Das Äquivalenzverhältnis kann gesenkt werden, indem der Kraftstoffstrom zum Zylinder ohne eine entsprechende Abnahme im Ansaugluftstrom verringert wird, oder durch Erhöhen des Ansaugluftdurchsatzes. Variationen in der Menge des Kraftstoffs, der einem Zylinder zugeführt wird, werden geregelt, indem der Betrieb von Kraftstoffregelventilen 39, 41 und/oder Einspritzdüsen 35, 36 auf bekannte Weise gesteuert wird. Die Variationen im Luftdurchsatz können zum Beispiel durch variable Steuerung eines Kompressors 24 erreicht werden, um den Ladedruck zu variieren.
  • Um die Untergrenze für das Äquivalenzverhältnis zu testen, haben die Anmelder Motorstudien durchgeführt, um zu ermitteln, ob eine akzeptable PCCI-Verbrennung bei einem extrem mageren Gemisch erreicht werden kann. Die Ergebnisse zeigen an, dass bei einem extrem mageren Äquivalenzverhältnis von 0,05 eine sehr stabile Verbrennung erreicht werden kann, wobei eine Wärmefreisetzungsdauer von etwa 30 Grad erhalten wird. Wie in 35 und 36 gezeigt, gaben die Ergebnisse auch an, dass der Start der Verbrennung vorgeschoben wird und die scheinbare Wärmefreisetzungsdauer abnimmt, wenn das Äquivalenzverhältnis zunimmt, d.h. das Luft/Kraftstoff-Gemisch fetter wird. Die Anmelder haben dies eindeutig nachgewiesen, wie in 37 gezeigt, wo Zylindertemperaturanstiege das Wärmefreisetzungsereignis anzeigen. Bezug nehmend auf 38 wird die scheinbare Wärmefreisetzungsdauer länger, wenn das Äquivalenzverhältnis abnimmt, d.h. das Luft/Kraftstoff-Gemisch magerer wird. Die Anmelder haben auch gezeigt, dass bei einem Viertaktmotor sowohl der Spitzenzylinderdruck als auch der GIMEP zunehmen, wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird. In Bezug auf einen Zweitaktmotor haben die Anmelder festgestellt, dass der GIMEP steigt, wenn das Äquivalenzverhältnis zunimmt.
  • Es wurden auch Studien durchgeführt, um zu untersuchen, ob das Äquivalenzverhältnis die in der PCCI-Verbrennung verbrannte Kraftstoffmenge beeinflusst. Die Ergebnisse gaben an, dass der Prozentsatz der Kraftstoffenergie, der als scheinbar freigesetzte Wärme auftritt, zuerst zunimmt und dann bei 80% abflacht, wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird. Diese Zahl kann aufgrund der Wärmeübertragung nie 100% erreichen. Was Emissionen anbetrifft, nehmen die kraftstoffspezifischen Kohlenwasserstoffemissionen ab, wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird. Wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird, nehmen zudem die durchschnittlichen Geräuschpegel zu, und der GIMEP stieg an. Wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird, nimmt die durchschnittliche Klopfstärke zu. Wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird, nimmt die Verbrennungsschwankung von Zyklus zu Zyklus, gemessen als der Variationskoeffizient (COV) des GIMEP, allgemein ab. Tatsächlich blieben die COVs des GIMEP, unter den Bedingungen dieser Studie, unterhalb der Verbrennungsstabilitätsgrenze (in diesem Fall definiert als 5%), wobei ein COV oberhalb der Grenze eine inakzeptable Stabilität anzeigt.
  • Es wurden Studien durchgeführt, um den Einfluss zu ermitteln, den Variationen im Äquivalenzverhältnis auf den Wärmewirkungsgrad in der PCCI-Verbrennung haben. Eine Äquivalenzverhältnis-Studie wurde durchgeführt, bei welcher die folgenden Parameter angeglichen wurden: Drehzahl, IMT, IMP, Motoröltemperatur und Motorwassertemperatur. Das Äquivalenzverhältnis wurde erhöht, indem der Luftstrom konstant gehalten und der Kraftstoffstrom zum Motor erhöht wurde. Wenn der Kraftstoffstrom zunahm und das Äquivalenzverhältnis fetter wurde, nahm der brutto indizierte Wärmewirkungsgrad zuerst zu und flachte schließlich ab. Die Motorarbeitsleistung nahm relativ zum erhöhten Kraftstoffstrom zu, da mehr Kraftstoff verbrannt wurde. Bei den magereren Äquivalenzverhältnissen blieb eine signifikante Menge an Kraftstoff unverbrannt. Bei den fetteren Äquivalenzverhältnissen flachte der Prozentsatz der Kraftstoffs, der verbrannt wurde, wie zuvor erwähnt ab, und der brutto indizierte Wärmewirkungsgrad flachte ab, weil die Zunahme in der Motorleistung durch die zusätzliche Kraftstoffzufuhr wettgemacht wurde.
  • Zusätzlich wurde eine Motorstudie durchgeführt, wobei der Motorzyklus vom unteren Totpunkt des Kompressionshubs zum BDC des Expansionshubs lief. Die Studie wurde mit einem Kompressionsverhältnis von 14,5:1, einer Motordrehzahl von 1200 U/min, einer BDC-Kompressionstemperatur von 389 K, einem Druck am BDC von 4,31 bar und ohne Wärmeübertragung durchgeführt. Der verwendete Kraftstoff war Propan. Das Äquivalenzverhältnis wurde variiert, während alle anderen Parameter konstant gehalten wurden. Es wurde entdeckt, dass der Prozentsatz der freigesetzten Energie langsam abnahm, wenn das Äquivalenzverhältnis unter 0,15 abfällt. Diese Daten geben an, dass es für eine gegebene Temperatur und einen gegebenen Druck eine Untergrenze für das Äquivalenzverhältnis eines vollständig verbrennenden Gemischs gibt. Es wurde auch gezeigt, dass FSCO-Emissionen bei Äquivalenzverhältnissen unter 0,15 sehr hoch sind. Diese Daten zeigen an, dass bei diesen niedrigen Äquivalenzverhältnissen bei dieser Temperatur und diesem Druck nur eine kleine Menge des Kraftstoffs vollständig verbrennt. Zudem nehmen die FSHC leicht ab, wenn das Äquivalenzverhältnis von 0,05 auf 0,4 variiert wird. Demnach reagiert der meiste Kraftstoff ungeachtet des Äquivalenzverhältnisses. Es wurde auch gezeigt, dass der SOC mit zunehmendem Äquivalenzverhältnis früher auftritt. Diese Studie zeigte, dass der Spitzenzylinderdruck allmählich ansteigt, wenn das Äquivalenzverhältnis erhöht wird, was die erhöhte Energiemenge anzeigt, die verfügbar ist, um freigesetzt zu werden. Der Spitzenzylinderdruck (PCP) nimmt mit zunehmendem Äquivalenzverhältnis allmählich zu, was die zunehmende Energiemenge anzeigt, die verfügbar ist, um freigesetzt zu werden. Bei Äquivalenzverhältnissen größer oder gleich 0,18 wird praktisch die gesamte verfügbare Kraftstoffenergie freigesetzt, was zu einem nahezu linearen Anstieg im PCP führt, wenn das Äquivalenzverhältnis zunimmt.
  • Die Anmelder haben festgestellt, dass es möglich ist, auch wenn nicht unbedingt wünschenswert, die PCCI-Verbrennung bei sehr fetten Äquivalenzverhältnissen aufrechtzuerhalten, z.B. 0,5, wenn der IMP und die IMT niedrig genug sind, um das Überschreiten der Spitzenzylinderdruckgrenze zu verhindern. Es wird schwer sein, einen Motor bei den niedrigen Ladedruck- und IMT-Niveaus zu starten, die notwendig sind, um bei solch fetten Äquivalenzverhältnissen niedrige Zylinderdrucke aufrechtzuerhalten. Die sehr vorgeschobene Wärmefreisetzung, das laute Klopfen und die Rauheit der Verbrennung machen den Betrieb in diesem Zustand nicht wünschenswert. Ein niedrigeres CR zur Verzögerung des SOC kann diese Aspekte verbessern.
  • Durch Variieren der Ladungsstratifikation können auch die Temperatur- und die Äquivalenzverhältnisverteilung verändert werden, um die Steuerung der Verbrennungsgeschwindigkeit und/oder des Starts der Verbrennung zu erlauben. Ein Nebenbrennraum-Konzept kann ein Mechanismus sein, um die gewünschte Schichtung zu erreichen, wodurch eine bessere Kontrolle über den Start der Verbrennung ermöglicht wird. Zum Beispiel können konventionelle Nebenbrennraumdesigns verwendet werden, die typischerweise bei kleinen Motoren mit indirekter Einspritzung (IDI) und großen Motoren mit Funkenzündung die mit Erdgas als Kraftstoff verwendet werden.
  • Um die erwünschten mageren Bedingungen für die optimale PCCI-Verbrennung zu erreichen, muss dem Ansaugkrümmer ein wesentlicher Luftstrom zugeführt werden. Ein Turboauflader kann den für einen Mehrzylinder-PCCI-Motor benötigten Luftstrom bereitstellen. Das ursprüngliche Ziel der Anmelder war es, ein Äquivalenzverhältnis von 0,40 oder magerer zu erreichen. Bezug nehmend auf 39 haben die Anmelder gezeigt, dass der Betrieb bei einem magereren Äquivalenzverhältnis als 0,29 die Kompressordruckverhältnisgrenze des verfügbaren Turboaufladers überschreiten würde. Es wurde festgestellt, dass Turbinen druckverhältnisse bei mageren Äquivalenzverhältnissen sehr hoch sind. Als Ergebnis ist der Abgaskrümmerdruck sehr hoch, was eine hohe BSFC-Einbuße verursacht. Aufgrund der relativ kühlen Abgastemperaturen, die bei der PCCI-Verbrennung erzeugt werden, sind sehr kleine Turbinengehäuse erforderlich, was zu hohen Abgaskrümmertemperaturen führt.
  • Die Anmelder haben festgestellt, dass ein Betrieb unter etwas magereren Bedingungen als das ursprüngliche Ziel wünschenswert wäre. Bei einem Äquivalenzverhältnis kleiner als 0,4 wurde ein kleineres Turbinengehäuse benutzt, um das Kompressordruckverhältnis und das Abgaskrümmerdruckverhältnis zu verringern, doch auf Kosten einer großen BSFC-Einbuße, wie in 40 gezeigt. 41 und 42 veranschaulichen die höheren PMEP-Verluste mit dem kleineren Turbinengehäuse und dem höheren BSFC. Mit dem kleineren Turbinengehäuse ist die Rotordrehzahl auch viel höher und liegt nahe an der Rotordrehzahlgrenze, wie in 43 gezeigt (Rotordrehzahlgrenze im Bereich von 120.000–125.000 U/min). Die Anmelder haben erkannt, dass es eine Untergrenze für die Größe des Turbinengehäuses gibt, die auf die Verluste zurückzuführen ist, die bei dem hohen Gegendruck und beim Erreichen der Rotordrehzahlgrenze auftreten.
  • Um dieses Problem mit dem hohen Gegendruck und dem die Rotordrehzahl begrenzenden Luftstrom zu vermeiden, ist eine mögliche Lösung die Verwendung eines mechanisch angetriebenen Aufladers in Verbindung mit einem Turboauflader. Der Auflader würde vor dem Turboauflader liegen, so dass die Turbine weniger Last zum Erzeugen des Ladedrucks trägt. Etwas BSFC-Einbuße würde für die Wellenarbeit hingenommen, die vom Auflader absorbiert würde; doch die BSFC-Einbuße ist kleiner als die sehr große Einbuße, die mit der sehr kleinen Turbine hingenommen würde. Da der Auflader mechanisch von der Welle angetrieben wird, wird der gewünschte Luftrom problemlos erhalten. Die Turbine kann dann etwas größer ausgelegt werden und sollte sich der Geschwindigkeitsgrenze nicht annähern und keinen extrem hohen Gegendruck aufweisen.
  • Die Anmelder haben auch den Einfluss der Motordrehzahl auf den SOC ermittelt. Der Selbstzündungszeitpunkt ist von der Temperatur- und Druckentwicklungen abhängig. Durch Ändern der Motordrehzahl werden diese Entwicklungen verändert. Es ist möglich, das Verbrennungsereignis durch Verringern der Motordrehzahl vorzuschieben und das Verbrennungsereignis durch Erhöhen der Motordrehzahl zu verzögern. Das heißt, eine 75-prozentige Zunahme in der Motordrehzahl von 1000 auf 1750 ergab einen 1,5-prozentigen Anstieg im Druck beim Start der Verbrennung und eine 2,8-prozentigen Erhöhung in der Temperatur beim Start der Verbrennung. Zudem reduzierte eine 75-prozentige Erhöhung in der Motordrehzahl die Wärmefreisetzungsdauer um 0,81 ms (nur eine 23-prozentige Abnahme), was einer Zunahme in der Wärmefreisetzungsdauer von 1,7 Kurbelwinkelgrad (nur eine 8-prozentige Zunahme) entspricht. In Anbetracht dieser minimalen Auswirkung der Motordrehzahl auf den SOC und die Wärmefreisetzung und der Unfähigkeit, die Motordrehzahl in vielen praktischen Motoranwendungen auf wirksame Weise zu variieren, wird die Motordrehzahl nicht als effektive Verbrennungsstellgröße betrachtet. Doch ein Beispiel, in dem die Motordrehzahl genutzt werden könnte, um eine Kontrolle über die Verbrennung zu gewährleisten, ist eine Anwendung, in der ein Motor einen Generator oder eine Lichtmaschine antreibt.
  • Wie im vorstehenden erläutert, werden die obigen Stellgrößen zur Steuerung des SOC und der Verbrennungsdauer verwendet, um eine optimale PCCI-Verbrennung zu erreichen. Ein Hauptergebnis einer effizienten, optimalen Verbrennung sind reduzierte Emissionen. Die Anmelder haben gezeigt, dass ein PCCI-Motor NOx-Emissionsniveaus erreichen kann, die weit unter allen anderen NOx-Emissionsniveaus liegen, die jemals mit Diesel- und Erdgasmotoren erreicht wurden, und weit unter den künftigen Emissionsstandards, wie in 44 gezeigt.
  • Die Anmelder haben auch den Einfluss der Stellgrößen und anderer Faktoren auf Emissionen in einem PCCI-Motor bestimmt. Die Motordrehzahl hat wenig Einfluss auf die Menge der NOx-Emissionen. Auch wenn eine 75-prozentige Erhöhung in der Motordrehzahl die FSNOx annähernd verdreifachte, war das Niveau der erzeugten NOx-Emissionen noch extrem niedrig. Auch wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird, nehmen die kraftstoffspezifischen NOx allgemein zu, bleiben aber dennoch auf extrem niedrigen Niveaus. Bezug nehmend auf 45, haben die Anmelder ermittelt, dass die Motordrehzahl die FSCO- und FSHC-Emissionen auf signifikantere Weise zu beeinflussen scheint. Wie gezeigt, verbrennt unter einer kritischen Drehzahl praktisch der gesamte Kraftstoff, FSHC sind niedrig und FSCO ist niedrig. Knapp über der kritischen Drehzahl verbrennt der Kraftstoff partiell, was zu höheren FSCO-Emissionen führt. Wenn die Mo tordrehzahl weiter zunimmt, fällt der Prozentsatz des verbrannten Kraftstoffs weiter ab, was niedrigere FSCO-Emissionen zur Folge hat. Diese Emissionen variieren auch, wenn die Temperatur am BDC variiert. Bezug nehmend auf 46, verbrennt bei sehr niedrigen Temperaturen sehr wenig vom Kraftstoff, was zu hohen FSHC-Emissionen führt. Da bei diesen niedrigen Temperaturen kein Kraftstoff verbrennt, wird kein Kohlenmonoxid erzeugt. Wenn die Temperatur steigt, wird ein höherer Prozentsatz des Kraftstoffs verbrannt, was zu einer erhöhten Erzeugung von Kohlenmonoxid und zu weniger FSHC führt. Über einer bestimmten kritischen Temperatur verbrennt schließlich der gesamte Kraftstoff vollständig, was zu extrem niedrigen FSHC- und FSCO-Emissionen führt. Wie in 47 gezeigt, haben die Anmelder nachgewiesen, dass alle Datenpunkte mit Flammentemperaturen am Ende der Verbrennung über 1600 K akzeptable CO-Emissionen aufwiesen. Es wurde gezeigt, dass sowohl die hohe Temperatur als auch das Hydroxylradikal (OH) für die gewünschte Oxidation von CO kritisch sind. Wichtig ist, dass das kraftstoffspezifische CO abnimmt, während die Konzentration an CO2 im Abgas zunimmt, wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird. In einer Studie wiesen alle Punkte mit einem Äquivalenzverhältnis < 0,2 CO-Emissionen unterhalb der EPA-CO-Grenze auf.
  • Wenn das Äquivalenzverhältnis fetter wird, nehmen die kraftstoffspezifischen HC ab. Es ist klar, dass unverbrannte Kohlenwasserstoffe (UHC) ein Schlüsselproblem bei PCCI-Motoren sind, weil die Verringerung der unverbrannten Kohlenwasserstoffe wesentlich für die kommerzielle Lebensfähigkeit eines PCCI-Motors ist. Die Anmelder haben ermittelt, das UHC und CO in kleinen Spalten geformt werden, die in den Komponenten angeordnet sind, aus denen der Brennraum geformt ist, d.h. über dem oberen Ring des Kolbens zwischen dem Kolben und der Buchse; zwischen dem Zylinderkopf und der Zylinderbuchse; und um die im Zylinderkopf angeordneten Komponenten herum. Die Spalte hindern das Gemischvolumen im Spalt daran, eine Temperatur zu erreichen, die hoch genug ist, um die HC zu verbrennen und das CO zu oxidieren. Zum Beispiel haben die Anmelder gezeigt, dass vergleichbare Kolben mit unterschiedlichen Spaltvolumen verschiedene UHC-Mengen aufwiesen. Die Studien der Anmelder haben gezeigt, dass die Verkleinerung des Spalts über dem oberen Kolbenring die HC- und CO-Emissionen aus einem PCCI-Motor senkt. Von zwei Kolben, die dasselbe Kompressionsverhältnis und praktisch die gleiche Geometrie hatten, wies der Kolben mit dem Ring nahe am Zylinderkopf auf signifikante Weise niedrigere HC- und CO-Emissionen auf. Das heißt, die Studien des Anmelder zeigen, dass FSHC um etwa 25% und FSCO-Emissionen um etwa 40% gesenkt werden, wenn der Spalt über dem oberen Ring von 5,6% des Zylinderinhalts auf 1,6% des Zylinderinhalts reduziert wird.
  • Die Reduktion in Emissionen tritt bei einem PCCI-Motor aus einem anderen Grund auf als bei einem Motor mit Funkenzündung. In einem Motor mit Funkenzündung kann die Flammenfront sich nicht in einen kleinen Spalt hinein ausbreiten. Daher wird der Kraftstoff im kleinen Spalt bei einem Motor mit Funkenzündung nicht brennen. In einem PCCI-Motor ist der Kraftstoff im Spalt zu kühl, um sich selbst zu entzünden. Da die Volumengastemperaturen in einem PCCI-Motor zudem niedrig sind, trifft Kraftstoff, der während des Expansionshubs aus dem Spalt entgast, auf kühles Volumengas. Daher hat Kraftstoff, der ursprünglich im Spalt war, selten eine Temperatur, die hoch genug für die Selbstzündung oder für die vollständige Verbrennung ist. Deshalb bleiben HC- und CO-Emissionen hoch. Deshalb ist eine Brennraumgeometrie, die Spaltvolumen minimiert, sehr wünschenswert.
  • Der vorliegende PCCI-Motor kann eine oder mehrere Designs zur Minimierung der UHC aufweisen. Die vorliegenden spaltminimierenden Designs ergeben ein geringes Spaltvolumen; halten den Kraftstoff von vorhanden Spalten fern; oder bewirken, dass das Gemisch im Spaltvolumen korrekt verbrennt. Die in 48a und 48b gezeigten Designs sind am einfachsten in einem Zweittaktmotor mit Kanälen zu implementieren. Bezug nehmend auf 48a, weist in einer Ausführungsform der Motor eine einteilige Kopf- und Buchsenkombination 300 auf, obwohl auch ein zweiteiliges System verwendet werden könnte. Genau über dem oberen Ring 302 (am TDC) ist die Bohrung 304 erweitert, um den Spalt um die Kopffläche 306 des Kolbens 308 herum zu beseitigen. Es ist kein Spalt im Zylinderkopf vorhanden, das er ein Einzelteil ohne Ventile, Dichtungen usw. ist.
  • Bezug nehmend auf 48b, kann eine zweite Ausführungsform des spaltminimierenden Designs auf entsprechende Weise einen Kopf und Buchse 310 aus einem Stück umfassen. Doch in dieser Ausführungsform weist der Kolben 312 eine sehr ausgeprägte Beschneidung 314 auf, die die Kopffläche formt, um das Spaltvolumen 316 zwischen der Kopffläche und der Buchse zu vergrößern. Das Spaltvolumen 316 ist nun so groß, dass es die Verbrennung in diesem Bereich nicht mehr Löschen wird, wodurch Kraftstoff in diesem Volumen brennen kann, das reduzierte UHC zur Folge hat. 49 zeigt noch eine andere Ausführungsform mit einer Schale oder einer Kammer 320, die im Zylinderkopf 322 des Motors geformt ist. Die Einspritzdüse 324 ist angeordnet, um Kraftstoff früh im Kompressionshub direkt in die Schale 320 einzuspritzen. Da Luft in die Schale 320 gedrückt wird, tritt der Kraftstoff nicht aus der Schale aus. Wenn die Selbstzündung aufgetreten ist, können die Produkte den relativ großen Durchlass oder Hals 326 zwischen der Schale 320 und dem Hauptzylinder 328 durchlaufen. Der Kraftstoff wird aufgrund der Turbulenz der in die Schale eintretenden Luft gut gemischt. Da es keinen Spalt in der Schale gibt und da der Kraftstoff die Schale nicht verlässt, bevor die Verbrennung abgeschlossen ist, sind die UHC extrem niedrig. Die Schale kann leicht mit einer Hitzebarriere beschichtet werden, um Wärmeverluste zu reduzieren.
  • 50a und 50b veranschaulichen ein Schalendesign für einen Viertaktmotor. Die Auslass- und Einlassventile 330 sind um eine Schale 332 im Kopf 334 angeordnet. Die Schale 332 kann direkt über dem Brennraum 336 angeordnet sein, wie in 50a gezeigt, oder versetzt sein, um mehr Raum für die Ventile 330 zu lassen, wie in 50b gezeigt. Eine andere Möglichkeit besteht darin, in der Schale ein kleines Nebenventil einzuschließen, um den effektiveren Austritt der Produkte aus der Schale zu erlauben. Dieses Ventil kann nach der Öffnung des Hauptventils geöffnet werden, so dass das Nebenauslassventil in der Schale sich nicht gegen einen hohen Druck öffnet. In diesem Fall kann das Nebenauslassventil elektronisch betrieben werden. Der Öffnungs- und Schließzeitpunkt dieses Ventils kann verwendet werden, um die Restmassenfraktion zu variieren, was die Kontrolle über den SOC mit Hilfe dieses Nebenventils erlauben würde. Auch ein Gegenkolbenmotor, wie oben erläutert, kann verwendet werden, um das Spaltvolumen durch Vermeiden eines Zylinderkopfs und der zugehörigen Spalte erheblich zu reduzieren.
  • Nun Bezug nehmend auf 1a, wird eine andere Ausführungsform der Erfindung zum Reduktion der Emissionen offenbart. Das heißt, diese Ausführungsform regelt die UHC und das CO, indem sie den oberen Teil der Zylinderbuchse 49 erhitzt, um die Oxidation der Ladung in den Spalten zu bewirken. Ein Heizgerät 51 ist im oberen Teil der Zylinderbuchse eingebaut. Das Heizgerät kann jeden Typs sein, der in der Lage ist, wirksam Wärme zu erzeugen, wie z.B. ein elektrischer Widerstandsheizer. Das Heizgerät erhitzt das Gas im Spalt über dem oberen Ring, wenn der Kolben sich dem TDC annähert. Diese Erwärmung wird bewirken, dass das Gas weniger dicht wird, was zur Folge hat, dass eine kleinere Ladungsmasse im Spalt bleibt. Die Ladung, die den Spalt verlässt, wird durch die Erwärmung eine höhere Temperatur aufweisen, was die Neigung der Ladung erhöht, zu reagieren und CO2 statt CO und UHC zu formen.
  • Auch eine Glühkerze kann zum Erwärmen der Verbrennungsgase verwendet werden, um Emissionen zu verringern, indem einem größeren Teil des Spaltvolumens die Verbrennung erlaubt wird. Von den Anmeldern wurde festgestellt, dass eine Glühkerze nur einen geringen Einfluss auf den SOC hat. Da der SOC sich nur leicht verändert, wenn die Glühkerze eingeschaltet wird, scheint die Glühkerze die Verbrennung nicht einzuleiten. Wahrscheinlicher ist, dass die Glühkerze, die in einer Abstandplatte angeordnet ist, das Gas im Spaltvolumen allmählich erhitzt, wenn sie eingeschaltet wird. Der Temperaturanstieg ist ausreichend, um das Einsetzen der schnellen Verbrennung zu beschleunigen und mehr Kraftstoff zu verbrennen, als ohne die eingeschaltete Glühkerze verbrannt worden wäre, was zu einem leichten Anstieg im GIMEP führt.
  • Der vorliegende Motor, wie in 1a und 1b gezeigt, kann auch als ein Mehrfachmodus-Motor betrieben werden, der die Betriebsmodi auf der Basis der Betriebsbedingungen oder der Anforderungen der jeweiligen Anwendung wechselt. Zum Beispiel kann der Motor als ein konventioneller Dieselmotor nur mit Dieselkraftstoff, als ein modifizierter Dieselmotor mit Dieselkraftstoff, der früher im Kompressionsereignis eingespritzt wird als beim konventionellen Dieselmotor, als ein Motor mit Funkenzündung Motor mit Zündkerze 56 (1a) oder als ein PCCI-Motor betrieben werden. Dieser Motortyp mit Funken-/Kompressionszündung, DI (Direkteinspritzung) und variablem Kompressionsverhältnis bietet eine Kombination aus niedrigen Emissionen, hoher Leistungsdichte und leichter Startfähigkeit.
  • Dieser Motor wird den aktuellen Betriebsbedingungen/Anforderungen des Motors entsprechend in den folgenden verschiedenen Modi betrieben:
    • 1) Mittleres Kompressionsverhältnis (~10:1), frühe Einspritzung (Kraftstoff wird während des Ansaughubs oder sehr früh im Kompressionshub eingespritzt), nahezu homogen:
    • a) Insgesamt mageres Gemisch, Funkenzündung – erlaubt niedrige NOx, einen Betrieb mit einem hohem Wellenleistungsanteil des effektiven mittleren Arbeitsdrucks (BMEP), sowie einen mittleren BMEP-Betrieb.
    • b) Stöchiometrisches Gemisch, Funkenzündung – erlaubt hohe NOx, hohen BMEP-Übergangsbetrieb sowie niedrigen NOx-Betrieb mit einem 3-Wege-Katalysator.
    • 2) Hohes Kompressionsverhältnis (~15:1), frühe Einspritzung, nahezu homogen, sehr mager (ϕ < 0,5), Kompressionszündung – erlaubt sehr niedrige NOx, mittleren BMEP- und niedrigen BMEP-Betrieb.
    • 3) Hohes Kompressionsverhältnis (~15:1), späte Einspritzung, stratifizierte Ladung:
    • a) Funkenzündung – erlaubt mittlere NOx, mittleren ungedrosselten BMEP-Betrieb und niedrigen BMEP-Betrieb.
    • b) Kompressionszündung – erlaubt mittlere NOx, niedrigen ungedrosselten BMEP-Betrieb.
    • 4) Niedriges Kompressionsverhältnis (~8:1), frühe Einspritzung, nahezu homogen, Funkenzündung:
    • a) Magerverbrennung – erlaubt sehr hohen BMEP-Betrieb.
    • b) Stöchiometrisch – erlaubt sehr hohen BMEP-Betrieb.
    • 5) Mittleres Kompressionsverhältnis (~10:1), späte Einspritzung, stratifizierte Ladung, Funkenzündung – erlaubt mittlere NOx, mittleren und niedrigen BMEP- und hohen BMEP-Betrieb.
    • 6) Sehr hohes Kompressionsverhältnis (~20:1), Magerverbrennung, frühe Einspritzung, nahezu homogen, Kompressionszündung – erlaubt dem Motor, im PCCI-Modus gestartet zu werden.
  • Der Schlüssel liegt hier in der vollen Ausnutzung des variablen Kompressionsverhältnisses. Der Start des Motors kann mit Funkenzündung bei einem niedrigeren Kompressionsverhältnis und anschließendem Übergang zu einem mageren PCCI-Betrieb mit hohem Kompressionsverhältnis für niedrige NOx durchgeführt werden. Unter weniger strengen (z.B. nicht so kalten) Bedingungen kann der Start des Motors direkt in einem PCCI-Betrieb mit sehr hohem Kompressionsverhältnis erreicht werden. Bei niedrigen und mittleren Lasten kann der Motor in einem PCCI-Modus betrieben werden, da das Kompressionsverhältnis angepasst wird, um den Start der Verbrennung nahe am optimalen Kurbelwinkel zu halten. Bei hohen Lastanforderungen kann das Luft/Kraftstoff-Gemisch angereichert werden, das Kompressionsverhältnis kann verkleinert werden, und der Motor kann funkengezündet werden. Um plötzliche Übergänge zu handhaben, kann der Motor in einen der späten Einspritzmodi versetzt werden, wo fettere Luft/Kraftstoff-Verhältnisse ohne Motorschaden möglich sind.
  • Im Mehrfachmodus-Motor funktioniert die ECU 20 (1) mit einer Steuerstrategie zur Regelung der verschiedenen Stellgrößen des Motors, um auf effektive Weise zwischen den verschiedenen Modi umzuschalten und darin betrieben zu werden, um verschiedene Aufgaben zu erreichen. Zum Beispiel erreicht der Mehrfachmodus-Motor im PCCI-Modus niedrige NOx-Emissionen, während er die Startfähigkeit verbessert, indem er ein hohes Kompressionsverhältnis oder Funkenzündung ermöglicht. Zudem kann der Motor einen hohen Zylinderdruck bei hohem BMEP erreichen, indem er in einen Modus mit niedrigem Kompressionsverhältnis und Funkenzündung umschaltet. Der Mehrfachmodus-Motor erlaubt auch, dass nach dem Umschalten zur späten Einspritzung, die aufgrund der schnellen Anpassung des Kompressionsverhältnisses zu einer stratifizierten Ladung führt, eine stabile Verbrennung auftritt. Auch der Kraftstoffverbrauch kann wirkungsvoll durch hohe Kompression, PCCI-Betrieb und den Betrieb mit stratifizierter Ladung geregelt werden, die keine Drosselung erfordern und einen hervorragenden Wärmewirkungsgrad aufweisen. Dieser Betrieb verbessert auch das Übergangsverhalten, indem er von PCCI zu später Einspritzung, stratifizierter Ladung wechselt, um das Gemisch plötzlich fetter zu machen. Dieser Mehrfachmodus-Motor kann auch auf effektive Weise Klopfen und daher Klopfschäden minimieren, indem er auf effektive Weise mit magerer PCCI- oder stratifizierter Ladung oder niedrigem Kompressionsverhältnis, Magerverbrennung oder stöchiometrischen Bedingungen betrieben werden kann. Natürlich wirkt der Motor, um während des PCCI-Betriebs auf effektive Weise den Start der Verbrennung zu steuern, indem er, wie oben erläutert, die Temperatur und/oder das Äquivalenzverhältnis und/oder den Druck und/oder die Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs regelt. Dieser Motor kann mit verschiedenen Kraftstoffen wie Benzin oder Dieselkraftstoff betrieben werden.
  • Ein weiterer Betriebsmodus ist die Doppeleinspritzung, in welcher eine frühe Einspritzung verwendet wird, um eine magere Ladung für den PCCI-Betrieb zu erzeugen. Ein zweite, späte Einspritzung fügt dann eine kleine Menge stratifizierten Kraftstoffs hinzu, die dann entweder funken- oder kompressionsgezündet wird, um die Zündung des restlichen Kraftstoffs zu unterstützen. Dieser Modus ähnelt dem Dieselvoreinspritzbetrieb, wird aber nur während des Übergangs zwischen den verschiedenen Betriebsmodi oder beim Start des Motors durchgeführt. Die Anmelder haben den Einfluss des Dieselvoreinspritzbetriebs auf Emissionen untersucht. 51 zeigt einen Vergleich der normalisierten Wärmefreisetzungsrate gegenüber dem Kurbelwinkel für drei verschiedene Diesel voreinspritzmengen in einen PCCI-Motor, der mit Propan betrieben wird. Eine Mikrovoreinspritzung von 0,1% führte zu einer guten Wärmefreisetzungsposition ohne messbare Zunahme in FSNOx. Eine Dieselvoreinspritzung einer Menge, die auf 3,6% der Kraftstoffenergie geschätzt wurde, führte zu einer Wärmefreisetzungskurve, die im Wesentlichen die gleiche Form hatte wie im vorherigen Fall. Der SOC ist etwas weiter vorgeschoben als der im 0,1%-Fall, trotz einer niedrigen IMT und konstantem Äquivalenzverhältnis. Die FSNOx-Emissionen haben gegenüber dem 0,1%-Fall auch von null auf 3,9 g/kg zugenommen. Die letzte Kurve zeigt die Wärmefreisetzung für einen Fall an, bei dem ~18% der Kraftstoffenergie von der Dieselvoreinspritzung stammen. Die Wärmefreisetzungsratenkurve ist auf die gleiche Weise wie die klassische Dieselwärmefreisetzungsratenkurve mit einer Vorgemischverbrennungsspitze und einem Diffusionsverbrennungsbereich geformt. Die FSNOx (15,3 g/kg) und FSHC (478 g/kg) sind auch auf signifikante Weise höher als in den Fällen mit kleineren Dieselvoreinspritzungen.
  • Wenn bei der Dieselvoreinspritzung der Prozentsatz der Kraftstoffenergie aus der Voreinspritzung zunimmt, wird der Start der Verbrennung (SOC) weiter vorgeschoben, trotz der Senkung der IMT und eines konstanten Äquivalenzverhältnisses. Dieser frühere SOC wird durch den Dieselkraftstoff verursacht, der sich früher als das Propan selbst entzündet. Wenn der Prozentsatz der Voreinspritzung zunimmt, nimmt die Wärme zu, die von der Voreinspritzung während des Kompressionshubs freigesetzt wird, was zu höheren Temperaturen früher im Zyklus führt. Höhere Temperaturen erhöhen die chemische Reaktionsgeschwindigkeit von Reaktionen, an welchen Propan beteiligt ist, was zur früheren Selbstzündung des Propans führt. Daher können extrem niedrige NOx-Niveaus und eine gute Wärmefreisetzungsposition erreicht werden, wenn eine sehr kleine Dieselvoreinspritzung oder Mikrovoreinspritzung, bevorzugt von weniger als 4% der Gesamtkraftstoffenergie, verwendet wird.
  • Die Anmelder haben auch die Kontrolle des Geräuschs untersucht, das mit der PCCI-Verbrennung einhergeht. Der Geräuschpegel, der durch die PCCI-Verbrennung erzeugt wird, bezieht sich auf die Klopfstärke. Mit abnehmender Klopfstärke nimmt daher auch das Geräusch ab. Wie in 4a, 4c und 6 gezeigt, verringert die Senkung des Zylinderdrucks, zum Beispiel durch Verzögern des SOC, die Klopfstärke wesentlich, und somit das Geräusch. Das vorliegende Motor- und Steuerungssystem erlaubt die kontinuierliche PCCI-Verbrennung bei minimalem Geräusch, indem es übermäßige Spitzenzylinderdrucke vermeidet, während es den notwendigen Zylinderdruck aufrechterhält, der für eine effiziente, emissionsarme PCCI-Verbrennung und die gewünschte Leistungsabgabe erforderlich ist.
  • Das erfindungsgemäße Steuerungssystem wirkt, um die Temperatur, den Druck, die Selbstzündungseigenschaften und das Äquivalenzverhältnis des Gemisch auf aktive und variable Weise zu regeln, um zu gewährleisten, dass das Verbrennungsereignis zwischen 20 Kurbelwinkelgrad BTDC und 35 Kurbelwinkelgrad ATDC auftritt. Das Steuerungssystem erreicht diese Funktion, indem es den Verbrennungssensor 16 verwendet, z.B. einen Drucksensor, um für jeden Zyklus den Start der Verbrennung oder den Ort des Wärmefreisetzungsereignisses anzuzeigen. Die ECU 20, die die Signale vom Sensor 16 empfängt, bestimmt auch, ob der SOC innerhalb eines vorbestimmten Kurbelwinkelbereichs auftritt, und bestimmt, ob die Dauer der Verbrennung innerhalb eines vorbestimmten Sollkurbelwinkelbereichs liegt. Eine konventionelle Weise für die ECU, den optimalen SOC zu bestimmen, wäre die Verwendung einer Nachschlagetabelle. Wenn der SOC und/oder die Verbrennungsdauer außerhalb des vorbestimmten Kurbelwinkelbereichs liegen, dann bestimmt die ECU 20 die geeignete(n) Stellgrö ße(n), die anzupassen sind, und erzeugt und sendet das entsprechende Signal 22 an den oder die jeweiligen Regelungsmechanismen, z.B. den Luftkühler 28, den Erhitzer 30, die Glühkerze 44, die Kraftstoffregelventile 39, 41, die Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses 38 usw., wie hierin oben erläutert. Die Stellgrößen werden bei Bedarf variiert, um den Zeitpunkt des Starts der PCCI-Verbrennung bevorzugt zwischen 20 Kurbelwinkelgrad BTDC und 10 Kurbelwinkelgrad ATDC zu halten, und um die Verbrennungsdauer auf den Bereich von 5–30 Kurbelwinkelgrad zu halten.
  • Die Anmelder haben bestimmt, dass die Bedingungen in den Zylindern, z.B. die Temperatur und/oder der Druck, aktiv beeinflusst werden müssen, damit die PCCI-Verbrennung beim Start eines kalten Motor eingeleitet und aufrechterhalten wird. Zum Beispiel kann die Ansauglufttemperatur mit einem Erhitzer 30 und/oder einer Glühkerze 44 erhöht werden, und/oder die Zylinderinnenwände können durch einen Zylinderwanderhitzer 51 und/oder einen Motorkühlflüssigkeits/-schmierölerhitzer erwärmt werden. Der Druck und die Temperatur im Zylinder können auch mit der Vorrichtung zum Variieren des Kompressionsverhältnisses 38 erhöht werden. Eine weitere effektive Stellgröße zum Verbessern der Startfähigkeit ist es, mit der Einspritzdüse 42 kleine Ozonmengen in die Ansaugluftversorgung zuzusetzen, oder mit der Einspritzdüse 40 in den Zylinder. Alternativ dazu, oder zusätzlich, kann eine der Kraftstoffversorgungen eine hohe Selbstzündungseigenschaft aufweisen, z.B. eine niedrige Octanzahl. Der Motor kann während des Starts des Motors auch in einem Nicht-PCCI-Modus betrieben werden, zum Beispiel als Otto-, Zweistoff- oder Dieselmotor. Eine oder eine Kombination dieser Stellgrößen können den oben in Bezug auf jede Stellgröße erläuterten Prinzipien entsprechend variiert werden, um das Auftreten der PCCI-Verbrennung zu bewirken. Wenn der Motor startet, wird die ECU den Start der Verbrennung und die Verbrennungsdauer überwachen, indem sie vom Sensor 16 während des gesamten Motorbetriebs Verbrennungsdaten wie z.B. Druckdaten empfängt.
  • Sobald der Motor warmgelaufen ist, werden der SOC und die Verbrennungsdauer aufgrund der Empfindlichkeit der PCCI-Verbrennung der Temperatur- und Druckentwicklung gegenüber variieren. Kleine Variationen in den zahlreichen Faktoren, die die Temperatur- und Druckentwicklung beeinflussen, wie z.B. die Brennraumwandtemperatur, die IMT, das Äquivalenzverhältnis, der IMP usw., führen zu einer signifikanten Variation im SOC und in der Dauer der Verbrennung. Während des Betriebs wird das erfindungsgemäße Steuerungssystem eine oder mehrere Stellgrößen, das heißt, die Temperatur, den Druck, die Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs und/oder das Äquivalenzverhältnis mit Hilfe der verschiedenen Regelungsmechanismen, die oben erläutert wurden, auf solch eine Weise variieren, dass der SOC und die Verbrennungsdauer auf die gewünschten Bereiche gehalten werden. Zum Beispiel haben die Anmelder gezeigt, dass der SOC von 5° ATDC auf 0,5° BTDC vorgeschoben werden kann, indem die IMT von 184°F auf 195°F erhöht wird, wie in 8 gezeigt. Die Anmelder haben auch gezeigt, dass das Erhöhen des CR, wodurch die Zylinderinnentemperaturen erhöht werden, verwendet werden kann, um den SOC vorzuschieben. Zum Beispiel zeigt 21, dass das Erhöhen des CR von 14:1 auf 22:1 den SOC von 2° ATDC auf 13° BTDC vorschiebt, wenn das Äquivalenzverhältnis 0,35 und die IMT 380 K beträgt. Ferner haben die Anmelder gezeigt, dass das Vergrößern der RMF zum Erhöhen der Temperatur der Ladung auch verwendet werden kann, um den SOC vorzuschieben. Wenn die RMF vergrößert wird, indem das Auslassventilspiel von 0,025'' auf 0,046'' angepasst wird, wird der SOC von 6,4° ATDC auf 1,7° ATDC vorgeschoben, wie in 16 gezeigt. Es hat sich erwiesen, dass die Wärmeübertragung auf die Ladung, ob durch aktive Heizelemente oder warme Flächen wie die Brennraumwände, den SOC ebenfalls vorschiebt. Die Anmelder haben gezeigt, dass mit einer Glühkerze, die im Brennraum installiert war, der SOC sich von 0,6°C ATDC auf 1,5° ATDC verzögerte, nachdem die Glühkerze ausgeschaltet worden war, wie in 11 gezeigt. Die Anmelder haben festgestellt, wie in 9 gezeigt, dass die Erhöhung der Brennraumwandtemperaturen von 400 K auf 933 K den SOC von 7° ATDC auf 14° BTDC vorschieben kann.
  • Was die Druckregelung anbetrifft, dient die Erhöhung des IMP dazu, den SOC vorzuschieben. 31c zum Beispiel zeigt, dass das Erhöhen des IMP beim Einzylindermotor von 52 psia auf 57 psia bewirkte, dass der SOC von 3,7° ATDC auf 1,5° BTDC vorgeschoben wurde. Jede Methode, das geeignet ist, den Zylinderdruck zu beeinflussen, wie z.B. das Variieren des Kompressionsverhältnisses oder das Ändern der Ventilsteuerzeiten, kann verwendet werden, um den SOC zu steuern.
  • In Bezug auf das Äquivalenzverhältnis haben die Anmelder festgestellt, wie in 38 gezeigt, dass das Erhöhen des Äquivalenzverhältnisses von 0,30 auf 0,33 durch Erhöhen des Kraftstoffstroms zum Motor den SOC von 5,5° ATDC auf 2,0 ATDC vorschob. Auch das Variieren der Selbstzündungseigenschaften des Luft/Kraftstoff-Gemischs durch Zusatz von Reaktionsstoffen oder sogar von Verdünnungsmitteln kann den SOC beeinflussen. Die Anmelder haben gezeigt, dass für den in 33 gezeigten Fall die Erhöhung der Ozonmenge, die der Ladung zugesetzt wurde, von 0 auf 36 g/kg Kraftstoff bewirkte, dass der SOC von 1° ATDC auf 12,5° BTDC vorgeschoben wurde. In einer Studie, wo Dieselkraftstoff in einer Voreinspritzung benutzt wurde, um in einem Luft-Propan-Gemisch den SOC einzuleiten, beeinflusste die Menge der Voreinspritzung den SOC. Wenn die Voreinspritzmenge zum Beispiel von etwa 0,1% auf 18% der Gesamtkraftstoffenergie erhöht wurde, wurde der SOC von 2° ATDC auf 10° BTDC vorgeschoben. In einer Studie wurde AGR als ein Verdünnungsmittel benutzt, um den SOC zu verzögern, während die IMT mit einem Nachkühler konstant gehalten wurde. Wie in 17 gezeigt, wurde der SOC von 1,2° ATDC auf 4,2° ATDC verzögert, wenn die AGR-Rate von 2,9% auf 8,0% erhöht wurde. Die Anmelder haben gezeigt, dass die Erhöhung des Selbstzündungswiderstands des Luft/Kraftstoff-Gemischs zum Beispiel durch Erhöhen der Octanzahl verwendet werden kann, um den SOC zu verzögern. Die Anmelder haben auch gezeigt, dass der SOC in einen Fall, wo die IMT zuzüglich der Wiedererwärmung 311 K betrug, von 14° BTDC auf 7° BTDC verzögert wurde, wenn die Octanzahl von 80 auf 100 erhöht wurde.
  • Natürlich kann jede dieser Stellgrößen in der entgegengesetzten Richtung zu der in den Beispielen angepasst werden, um bei Bedarf den gegenteiligen Effekt auf den SOC zu erreichen. Statt zum Beispiel die IMT zu erhöhen, um den SOC vorzuschieben, kann die IMT gesenkt werden, um den SOC zu verzögern. Auch die Größe solcher Variationen kann nach Bedarf vergrößert oder verkleinert werden, um den gewünschten SOC aufrechtzuerhalten.
  • Die Anmelder haben gezeigt, dass die Verbrennungs- oder Wärmefreisetzungsdauer durch Variieren verschiedener Parameter beeinflusst werden kann. Zum Beispiel zeigt 8, dass die Dauer von etwa 6 Grad auf etwa 24 Grad zunimmt, wenn der SOC verzögert wird, indem die IMT von 195 Grad F auf 184 Grad F verringert wird. Dementsprechend verringert das Erhöhen des Äquivalenzver hältnisses die Wärmefreisetzungsdauer. Die Anmelder glauben auch, dass die Erhöhung des Stratifikationsgrads der Temperatur und des Äquivalenzverhältnisses der Ladung die Wärmefreisetzungsdauer erhöht. Doch aufgrund der Schwierigkeit der Messung des Stratifikationsgrads der Temperatur und des Äquivalenzverhältnisses ist weitere Arbeit erforderlich, um den Stratifikationsgrad zu quantifizieren.
  • Aufgrund der Beziehung zwischen SOC und Dauer dürfte natürlich jede Steuerstrategie, die den SOC verzögert, auch die Dauer erhöhen. Durch Halten des SOC und der Dauer in gewünschten Bereichen, während das Äquivalenzverhältnis geregelt wird, um magere Verbrennungsbedingungen zu gewährleisten, minimiert das Steuerungssystem NOx-Emissionen. Das vorliegende Motordesign reduziert auch UHC- und CO-Emissionen, indem es die Spalten im Zylinder minimiert, wodurch die unverbrannten Gase minimiert werden, wie in 48a–50b gezeigt.
  • Während des Betriebs kann das Gleichgewicht der Verbrennungsprozesse zwischen den Zylindern des Motors von 1b durch Variieren jeder der Stellgrößen erreicht werden, die zur Steuerung des SOC verwendet werden, wie oben erläutert. Die ECU 20 vergleicht die SOC- und die Verbrennungsdauerdaten, die vom Sensor 16 für jeden Zylinder ausgegeben werden. Wenn die Daten anzeigen, dass der SOC und/oder die Verbrennungsdauer eines oder mehrerer Zylinder außerhalb eines vorbestimmten Kurbelwinkelbereichs auftreten, bestimmt die ECU die geeignete(n) Stellgröße(n), die für die gegebenen Betriebsbedingungen am wirksamsten sind, und erzeugt ein Steuersignal zur Regelung der Stellgröße, um den SOC und/oder die Verbrennungsdauer so anzupassen, dass sie in den gewünschten Bereich fallen. Die Anmelder haben festgestellt, dass der Zylinderausgleich am besten erreicht wird, indem das Äquivalenzverhältnis geregelt wird, dem Gemisch Ozon zugesetzt wird, einzelne Erhitzer geregelt werden, die dem Einlasskanal jedes Zylinders zugeordnet sind, das Kompressionsverhältnis mit Hilfe der Vorrichtung 38 oder variabler Ventilsteuerzeiten variiert wird, Öl durch eine Voreinspritzung oder Kanaleinspritzung zugesetzt wird, oder durch Kanaleinspritzung von Kraftstoff, Kanaleinspritzung von Wasser und/oder jedes der Verfahren, die oben zum Variieren der AGR oder RMF erläutert wurden. Jede dieser oder sonstige Formen der Verbrennungsregelung können alleine oder in einer Vielfalt von Kombinationen verwendet werden, um die Verbrennungsaus gleichsregelung zu verbessern. Zum Beispiel kann die Verbrennungsregelung, die durch das oben beschriebene Mehrstoff/Zusatzstoff-System gewährleistet wird, verbessert werden, indem variable Ventilsteuerzeiten und/oder eine Brennraumwandkühlung z.B. durch Motorkühlflüssigkeit oder eine Kolbenkühldüsenregelung vorgesehen werden. Auch eine oder mehrere Glühkerzen 44 (1a) können als ein billiges, einfaches Verfahren verwendet werden, um wenigstens eine partielle Kontrolle über das Verbrennungsgleichgewicht zwischen den Zylindern zu erreichen. Es wäre auch möglich, die AGR-Rate für jeden Zylinder zu regeln, um die Verbrennungsqualität auszugleichen.
  • 58 veranschaulicht eine andere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die einen Pumpzylinder 129 verwendet, um den Wärmewirkungsgrad eines Kompressionszündungsmotors zu verbessern. Diese Ausführungsform ist für einen PCCI-Motor besonders gut geeignet. Die Einleitung der Luft oder eines Luft-Kraftstoff-Gemischs in die Arbeitszylinder 130 erfolgt in zwei Stufen. Die erste Stufe der Einleitung erfolgt bei etwa atmosphärischem Druck durch das oder die Zungenventile 132. Die zweite Stufe erfolgt durch den Wärmeaustauscher 134 und bei einem höheren Druck. Der Pumpzylinder 129 erlaubt eine nahezu konstante Wärmeübertragung durch den Wärmeaustauscher 134. Der Pumpzylinder 129 wird bei niedriger Temperatur und niedrigem Druck betrieben und kann daher doppelwirkend sein. Der Pumpkolben kann direkt oder indirekt durch die Kurbelwelle angetrieben werden. Da der Pumpzylinder 129 bei einer niedriger Temperatur und einem niedrigen Druck ist, kann er auch aus billigen, leichten Materialien bestehen. Zudem ist der volumetrische Wirkungsgrad des Pumpzylinders aufgrund der niedrigen Temperaturen im Pumpzylinder 129 sehr hoch. Der Wärmeaustauscher empfängt auf einer Seite eine Frischladung Ansaugluft und auf der anderen Seite Motorkühlflüssigkeit oder Motoröl. Ein Umgehungsventil 136 um den Wärmeaustauscher 134 herum kann benutzt werden, um die Temperatur der Ladung bei der Einlassventilschließung zu regeln, wodurch bei einem PCCI-Motor der Start der Verbrennung (SOC) gesteuert wird. Es ist anzumerken, dass der Massendurchsatz durch die Turbine 138 größer ist als der Massendurchsatz durch den Kompressor 140. Dies würde die Lufthandhabungsprobleme minimieren, die mit PCCI-Motoren einhergehen.
  • 59a–59e veranschaulichen die Kolbenbewegungen für den Motor von 58 mit sechs Arbeitszylindern 130. Auch wenn sechs Arbeitszylinder und ein Pumpzylinder 129 gezeigt werden, können mehr oder weniger Arbeitszylinder mit einem einzigen Pumpzylinder verwendet werden. Dies würde die Verwendung des Miller-Zyklus (frühe Einlassventilschließung) erfordern, um einen nahezu konstante Wärmezusatz durch den Wärmeaustauscher zu erreichen. Der Miller-Zyklus würde den Wärmewirkungsgrad verbessern, da das Expansionsverhältnis größer ist als das effektive Kompressionsverhältnis. Dies setzt voraus, dass der Pumpzylinder 129 denselben Hubraum hat wie die anderen Zylinder.
  • Wie in 59a–59e zu sehen, erlauben die Kolbenbewegungen eine geeignete Zyklusanordnung für einen Viertaktmotor. Wenn die Wärmeübertragung mit nahezu konstantem Volumen nicht verwendet würde, wäre die eingeleitete Ladungsmasse bei der Einlassventilschließung bei gleicher Temperatur kleiner. Weil mehr Masse eingeleitet wird, ist der GIMEP bei gleichem Äquivalenzverhältnis höher. Der Pumpzylinder 129 arbeitet praktisch nicht, da die Druckdifferenz durch den doppelwirkenden Kolben des Pumpzylinders hindurch nahezu null ist.
  • Um hohe GIMEP-Pegel zu erreichen, verwenden moderne Dieselmotoren Turboaufladung. Auch Vorverdichtung kann verwendet werden. Ein Turboauflader weist aber einen Gesamtwirkungsgrad von nur etwa 50% auf: ηgesamt = ηKompressor × ηWelle × ηTurbine ≌ 0,7 × 0,95 × 0,7 ηgesamt ≌ 47%
  • Dementsprechend weist ein konventioneller Auflader einen Gesamtwirkungsgrad von nur etwa 50% auf: ηgesamt = ηmechanisch × ηKompressor ≌ 0,9 × 0,6 ≌ 54%
  • Überdies kommt die Leistung des Aufladers letztendlich vom Motor, der einen mechanischen Wirkungsgrad von etwa 85% hat. Auflader, die Schalleffekte nutzen, können höhere Gesamtwirkungsgrade haben.
  • Folglich liegt ein Konflikt vor zwischen der Notwendigkeit, einen hohen GIMEP und einen hohen Wärmewirkungsgrad zu haben. Hohe Abgastemperaturen und -drucke sind erforderlich, um einen Turboauflader zu betreiben. Doch hohe Ab gastemperaturen und -drucke deuten darauf hin, dass viel Energie ungenutzt bleibt. Diese Abgasenergie wird vom Turboauflader auf unrationelle Weise genutzt. Zudem senken hohe Abgaskrümmertemperaturen bei einer konstanten Ansaugtemperatur den BMEP. Dementsprechend reduziert der Antrieb eines Aufladers die Wellenarbeit, da der Auflader letztendlich vom Motor angetrieben werden muss. Dies kann für einen Auflader, der Schalleffekte nutzt, nicht gelten.
  • Wenn es möglich wäre, die Menge an Luft zu verringern, die von einem Verbrennungsmotor benötigt wird, könnte der Gesamtwirkungsgrad verbessert werden. Dies könnte erreicht werden, indem ein Motor mit einem Äquivalenzverhältnis < 0,5 und 50% AGR betrieben wird.
  • Otto-, Diesel- und PCCI-Motoren könnten auf diese Weise betrieben werden. Auch wenn 50% AGR und ein Äquivalenzverhältnis von 0,5 als Beispiele gegeben werden, sind andere Werte möglich. Die vorliegende Ausführungsform, wie in 60 gezeigt, umfasst einen Motor mit acht Arbeitszylindern J und einem doppelwirkenden Pumpzylinder G, obwohl andere Kombinationen möglich sind. Der Motor umfasst auch einen Turboauflader T, auch wenn das gleiche Konzept für einen aufgeladenen Motor gilt.
  • Der Pumpzylinder G ist doppelwirkend und wird direkt oder indirekt durch die Kurbelwelle angetrieben. Da der Pumpzylinder bei relativ niedrigen Temperaturen und Drucken betrieben wird, kann er aus billigem, leichten Material bestehen. Da die Druckdifferenz durch den Pumpkolben hindurch klein ist, ist die zum Antrieb benötigte Arbeit klein.
  • Zwei Auslassventile sind erforderlich, um solch einen Motorzyklus zu implementieren. 61 veranschaulicht die Ventilereignisse für einen Zylinder. Ein Auslassventil leitet Abgas aus, das für die AGR genutzt wird. Das andere leitet Abgas zum Abgaskrümmer.
  • 62a–62e veranschaulichen die Bewegung der Kolben im Motor der vorliegenden Ausführungsform. Eine gute Mischung der Frischluft und der AGR ist für die meisten Anwendungen wichtig. Die Verringerung des Massendurchsatzes der Luft durch den Kompressor ist bei PCCI-Motoren besonders wichtig, weil sie so mager betrieben werden und niedrige Abgastemperaturen aufweisen. Wie aus
  • 62a–62e zu ersehen, wird jeder Zylinder mit etwa 50% AGR betrieben. Daher muss jeder Zylinder mager betrieben werden, damit genug Sauerstoff verfügbar ist, um den gesamten Kraftstoff zu verbrauchen. Wenn eine kurze Zeit lang ein hoher GIMEP angefordert wird, wird das Ventil F geöffnet werden, das Ventil D wird geschlossen (siehe 60), und das Ventil B wird geöffnet. Auch variable Ventilsteuerzeiten können verwendet werden, um die AGR-Rate zu beeinflussen, wie hierin erläutert.
  • In 60 kann der Wärmeaustauscher E in Verbindung mit dem Ventil K verwendet werden, um die Ladungstemperatur anzupassen. Ein Rückschlagventil oder Zungenventil C verhindert, dass Frischluft zum Auspuff strömt. Der Pumpzylinder G ist mit geeigneten Einlass- H und Auslassventilen I versehen. Der Wärmeaustauscher E kann ein Ladeluftkühler sein oder alternativ dazu Motorkühlflüssigkeit oder Motoröl als Sekundärflüssigkeit verwenden, die diesen durchströmt. Dieses Motorsystem kann auf einen SI-Motor mit Magerverbrennung angewandt werden, falls gewünscht. Da 50% AGR verwendet werden, strömt 50% weniger Luft durch den Kompressor. Dies führt dazu, dass zum Antrieb des Kompressors weniger Leistung benötigt wird als in einer konventionellen Motoranordnung. Die Verwendung von 50% AGR führt auch zu niedrigeren NOx-Emissionen einer Diesel- oder SI-Version dieser Motoranordnung.
  • Der Pumpzylinder G braucht nicht die gleiche Bohrung wie die Arbeitszylinder zu haben. Durch Ändern der Pumpzylinderbohrung oder der Zahl der Arbeitszylinder, die vom Pumpzylinder bedient werden, ist die Verwendung des Miller-Zyklus in dieser Motoranordnung möglich und kann zu einem höheren Wärmewirkungsgrad führen. Auch etwas Ventilüberlappung der Pumpzylinder-Einlassventile H kann erforderlich sein. Zudem kann ein Rohrkrümmer am Kompressorauslass erforderlich sein.
  • Ein neuartiges Merkmal des Motorzyklus der vorliegenden Ausführungsform, die in 60 gezeigt wird, ist, dass Kolben die AGR und die Frischladung ungeachtet ihrer jeweiligen Drucke zusammen einpressen. In einem konventionellen Motor ist es schwer, eine AGR zu haben, wenn der Einlassdruck höher ist als Auslassdruck. Beim in 60 gezeigten Zyklus verdrängen die Kolben ungeachtet der Einlass- und Auslassdrucke ein konstantes Volumen. Die Verwendung von Kolben zur Verdrängung von konstanten Volumen an AGR und Frischladung führt zu einem höheren volumetrischen Wirkungsgrad der Arbeitszylinder als bei einem konventionellen Zylinder. Daher tritt mehr Masse in den Arbeitszylinder ein, als dies bei einem konventionellen Motor der Fall wäre. Diese Wirkung erhöht die GIMEP-Fähigkeit des Motorzyklus, der in 60 gezeigt wird.
  • Die Studien des Anmelder zeigen, dass die NOx-Emissionen von PCCI-Motoren, die ohne AGR betrieben werden, drastisch ansteigen, wenn das Äquivalenzverhältnis auf über etwa 0,55 erhöht wird. Die Verwendung großer AGR-Mengen, wie dies mit dem in 60 gezeigten Motorzyklus möglich ist, kann die NOx-Emissionen von PCCI-Motoren senken, die bei Äquivalenzverhältnissen größer als 0,5 betrieben werden.
  • Ein anderes neuartiges Merkmal des in 60 gezeigten Motorzyklus ist, dass die Komponentenanordnung für einen gegebenen Einlassdruck niedrigere Auslassdrucke erlaubt, als dies bei einer konventionellen Motoranordnung der Fall wäre. Dies erlaubt dem Zyklus, während des Ansaug- und Auspuffhubs geringere „Pumpverluste" zu haben, was zu einem höheren BMEP als bei einem konventionellen Motor führt.
  • Ein weiterer Vorteil des in 60 gezeigten Zyklus wird erreicht, wenn der Motor mit einem Miller-Zyklus betrieben wird. Wenn ein Wärmeaustauscher verwendet wird, um die Wärme vom Motoröl, von der Kühlflüssigkeit oder vom Abgas auf die Frischladung zu übertragen, könnte der Wärmewirkungsgrad verbessert werden. Ferner wird bei einem PCCI-Motor der Spitzenzylinderdruck gesenkt, da die Temperatur bei der IVC erhöht wird. Diese erhöhte Temperatur bei der IVC erlaubt die Verwendung eines geringeren Kompressionsverhältnisses, und die Selbstzündung wird dennoch im Sollkurbelwinkel erreicht. Das geringere Kompressionsverhältnis führt zu niedrigeren Spitzenzylinderdrucken und weniger Arbeit, die erforderlich ist, um die Ladung im Zylinder zu komprimieren. Überdies presst die Verwendung der Kolben zum Verdrängen der AGR und der Frischladung ungeachtet der Ladungstemperatur praktisch die gleiche Masse in den Arbeitszylinder. Wenn in einem konventionellen Motor die Ansaugtemperatur zunimmt, nimmt die Masse der eingeleiteten Frischladung proportional ab. Deshalb reduziert bei einem konventionellen Motor die Erwärmung der Ansaugladung die Leistungsdichte. Da in diesem Fall der Miller-Zyklus verwendet wird, ist das Expansionsverhältnis größer als das Kompressionsverhältnis. Dies ermöglicht es, dass mehr Arbeit von der Ladung entzogen wird, und verbessert daher den Wärmewirkungsgrad.
  • Eine andere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung umfasst einen Verdränger 350, um den Start der Verbrennung (SOC) eines PCCI-Motors zu steuern. Ein Verdränger ist mit einem Kolben vergleichbar und wird typischerweise in Stirling-Motoren verwendet, um das Arbeitsmedium aus einer kühlen Region in eine heiße Region zu verdrängen. Der Verdränger wird auf eine ähnliche Weise betrieben wie in der US-Patentschrift Nr. 856.102 beschrieben, an Ossian Ringborn, 1907, deren gesamter Inhalt durch Bezugnahme hierin aufgenommen wird. Eine hilfreiche Referenz, die sich auf dieses Patent bezieht, ist Ringborn Stirling Engines von James Senet (1993), ISBN 0-19-507798-9.
  • Die Arbeitsweise ist wie folgt. 63 zeigt die Positionen der Motorkolbens 352 und Verdrängers 350 am BDC des Kompressionshubs. Der Verdränger umfasst einen Verdrängerkolben 354, eine Verdrängerstange 356 und einen Anschlag 358. Der Anschlag 358 ist in einer Gasfederkammer 360 angeordnet, die bei einem Druck PS als eine Gasfeder wirkt. Nahe am BDC ist PCYL > PS, und die Nettokraft am Verdränger in dieser Position ist FNET = PCYLAR – PSAS, wobei AS die Fläche des Anschlags 358, AR die Fläche der Verdrängerstange 356 und PCYL der Druck im Zylinder 362 ist. Da an diesem Punkt PCYLAR < PSAS, ist die am Verdränger anliegende Nettokraft in 63 nach oben gerichtet. Es ist anzumerken, dass die Reibung in dieser Analyse vernachlässigt wurde. Der Verdränger 350 wird daher zum oberen Ende seines Hubs gepresst. Eine Glühkerze 264 und/oder ein Erhitzer 266 erwärmen Gase in ihrer Nachbarschaft. Der Verdränger 350 ist geformt, um die Glühkerze aufzunehmen. Die Gase in der Nähe des Erhitzers und der Glühkerze sind primär Restgase aus dem vorigen Zyklus, und der Hauptzylinder wird mit einer Frischladung gefüllt. Am oder nahe am TDC des Kompressionshubs ist PCYLAR > PSAS, und der Verdränger wird sehr schnell nach unten gepresst, wodurch die Frischladung von unterhalb des Verdrängers durch den Erhitzer und zur heißen Region in der Nähe der Glühkerze hin verdrängt wird, wie in 64 gezeigt. Das heißt, wenn die Oberseite des Anschlags 358 der Verdrängerstange 356 PS (dem Druck der Gasfeder) ausgesetzt wird, ist die Nettokraft am Verdränger 350, unter der Voraussetzung, dass die Reibung vernachlässigt wird, FNET = PCYLAR – PSAR. Da PCYLAR > PSAR, ist die Nettokraft am Verdränger nach unten gerichtet. Da PSAS > PSAR, beschleunigt sich der Verdränger schneller nach unten, nachdem der Verdränger sich zu bewegen begonnen hat. Vor der Abwärtsbewegung des Verdrängers ist die Frischladung unter der Temperatur, die zur Selbstzündung erforderlich ist. Wenn der Verdränger sich nach unten bewegt, wird die Frischladung durch den Erhitzer, die Glühkerze und die heißen Gase und das Metall in der Nachbarschaft des Erhitzers und der Glühkerze erwärmt. Die Frischladung ist warm genug, um sich binnen einer geeigneten Zeit zu entzünden. Die Selbstzündung der Frischladung erhöht die Temperatur und den Druck im Zylinder, und die Kraftstoffenergie wird schnell freigesetzt.
  • Danach oder während der Freisetzung der Kraftstoffenergie bewegt sich der Motorkolben 352 nach unten zum BDC hin. Kurz bevor oder nachdem sich das Auslassventil öffnet, ist PCYLAD < PSAR, und dadurch wird der Verdränger schnell nach oben zum oberen Ende seines Hubs gepresst, wobei AD die Fläche des Verdrängerkolbens 354 ist. Der Verdränger bleibt während des Auspuff- und Ansaughubs hindurch am oberen Ende seines Hubs, weil PCYLAD < PSAR. Gase und Oberflächen in der Nachbarschaft der Glühkerze und des Erhitzers werden erhitzt, und der Zyklus kann wieder von vorne beginnen.
  • Der Druck innerhalb der Kammer 360, die die Gasfeder enthält, kann durch ein Steuergerät nach Bedarf variiert werden, um den SOC auf den gewünschten Punkt zu halten. Auch die Wärmemenge, die vom Erhitzer und/oder der Glühkerze zugeführt wird, kann vom Steuergerät geregelt werden. Das Steuergerät umfasst Mittel, um den SOC zu bestimmen. Das Steuergerät kann auch Mittel umfassen, um die Verdrängerposition zu messen. Mit einem geeigneten Design dürfte es möglich sein, einen SOC zu haben, der auf signifikante Weise hinter dem TDC liegt. Wie die Studien der Anmelder gezeigt haben, wird dies bei PCCI-Motoren die Verbrennungsdauer erhöhen. Ein verzögerter SOC und längere Verbrennungsdauern werden die Zylinderspitzendrucke senken, was wünschenswert ist. Der Motor der vorliegenden Ausführungsform kann ein Verbrennungsmotor sein, der in einem PCCI-Modus betrieben wird.
  • Die Anmelder haben einen stabilen PCCI-Betrieb nachgewiesen. In einigen Fällen kann es aber wünschenswert oder notwendig sein, den Motor in einem instabilen Modus zu betreiben. Zuerst, in einem Dauerzustand, schiebt das Erhöhen der IMT dem SOC vor. Mit einer IMT-Regelung auf der Basis eines SOC-Signals, das von der kumulativen Wärmefreisetzungskurve (auf der Basis des Zylinderdrucks) abgeleitet wird, wie in 53 gezeigt, war der Anmelder in der Lage, den Motor unter gleichbleibenden Bedingungen zu betreiben, die nicht inhärent stabil sind. Siehe 54, wo ein Plot des GIMEP und der IMT gegenüber dem Start der Verbrennung gezeigt wird. Anfangs, wenn der SOC weit vor dem TDC auftritt, verzögert die Senkung der IMT den SOC wie erwartet. Wenn der SOC aber größer als der TDC wird, weist die IMT-Kurve eine positive Steigung auf. Dies bedeutet, dass eine höhere IMT erforderlich ist, um eine spätere Verbrennung zu erreichen. Doch in jedem Dauerzustand wird eine Zunahme in der IMT den Vorschub der Verbrennung bewirken, was zu einem instabilen Zustand führt. Der maximale GIMEP tritt nahe an dem Punkt auf, an dem der Motor vom stabilen zum instabilen Betrieb übergeht. Es ist daher wünschenswert, den Betrieb manchmal im instabilen Bereich zu halten.
  • Zum Beispiel ist zu erwarten, dass bei manchen Betriebsbedingungen der optimale Punkt im instabilen Bereich liegt. Bei vielen Bedingungen wird der optimale Punkt sehr nahe am instabilen Bereich liegen, und bei sich ändernder Motorlast und -drehzahl werden Abstecher in den instabilen Bereich notwendig sein.
  • Das instabile Verhalten ist wie folgt zu erklären:
    • – Wie zuvor erläutert, schiebt die Erhöhung der IMT den SOC vor, und die Senkung der IMT verzögert den SOC.
    • – Wenn der SOC verzögert wird, nimm die Wärmeübertragung ab. Dies ist zum Teil auf die spätere Wärmefreisetzungsposition an sich und zum Teil (in sehr verzögerten Fällen) auf eine Reduktion im Prozentsatz des verbrannten Kraftstoffs zurückzuführen. Die geringere Wärmeübertragung führt zu niedrigen Wandtemperaturen, was den SOC verzögert.
    • – Bei verzögerten Zeitpunkten ist der Einfluss der niedrigeren Wandtemperaturen so stark, dass verzögerte Dauerzustände eine höhere IMT erfordern, wenn der SOC verzögert wird, selbst wenn bei jedem Dauerzustand das Erhöhen der IMT den SOC vorschieben wird. Daher ist dies ein instabiler Zustand.
  • Der Unterschied zwischen Dauerzustand und stabil ist wie folgt. In diesem Fall bedeutet Dauerzustand, dass alle Kräfte, die den SOC verschieben, ausgewogen sind, so dass der SOC sich nicht verschiebt. Stabil bedeutet, dass eine Störung in einer dieser Kräfte den SOC zu seinem ursprünglichen Wert zurück verschieben wird. Instabil bedeutet, dass die Störung den SOC von seinem ursprünglichen Wert fort verschieben wird.
  • Industrielles Anwendungsgebiet
  • Das vorliegende PCCI-Motor- und Steuerungssystem kann in einer stationären oder nicht stationären Antriebsanlage verwendet werden, einschließlich Automobil-, Industrie-, Marine- und militärischer Anwendungen. Das vorliegende PCCI-Motor- und Steuerungssystem ist besonders vorteilhaft in Energieerzeugungsanwendungen, wo niedrige Emissionen wünschenswert sind.

Claims (12)

  1. Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130), der in einem Modus mit Kompressionszündung einer vorgemischten Ladung betreibbar ist, umfassend: ein Motorgehäuse; einen Brennraum (13), der im Motorgehäuse geformt ist; ein Ansaugluftsystem (23), das dem Brennraum (13) Ansaugluft zuführt, die mindestens eines von Luft und einem Gemisch aus Luft und Kraftstoff umfasst; Verbrennungsentwicklungssteuermittel zum Steuern einer Verbrennungsentwicklung künftiger Verbrennungsereignisse, um Emissionen zu reduzieren und den Wirkungsgrad zu optimieren, wobei dieses Verbrennungsentwicklungssteuermittel mindestens ein Temperaturregelungsmittel zum Variieren der Temperatur des Gemischs aus Kraftstoff und Luft umfasst; Motorbetriebszustandserkennungsmittel zum Erkennen eines Motorbetriebszustands, der die Verbrennungsentwicklung anzeigt, und zum Erzeugen eines Motorbetriebszustandssignals, das diesen Motorbetriebszustand anzeigt; wobei dieses Motorbetriebszustandserkennungsmittel einen Verbrennungszeitsensor (16) umfasst, um einen Zeitpunkt eines Verbrennungsereignisses zu messen bzw. zu erfassen und ein Verbrennungszeitsignal zu erzeugen, das den Zeitpunkt des Verbrennungsereignisses anzeigt; und Verarbeitungsmittel, um das Motorbetriebszustandssignal zu empfangen, auf der Basis des Motorbetriebszustandssignals einen Verbrennungsentwicklungswert zu bestimmen und auf der Basis des Verbrennungsentwicklungswerts ein oder mehre Steuersignale zu erzeugen, wobei die einen oder mehreren Steuersignale mindestens das Temperaturregelungsmittel steuern, um die Verbrennungsentwicklung, insbesondere den Verbrennungszeitpunkt künftiger Verbrennungsereignisse auf variable Weise zu steuern; wobei dieses Temperaturregelungsmittel ein Ansauglufttemperaturregelungssystem (65) zum Regeln der Temperatur der Ansaugluft umfasst, wobei das Ansauglufttemperaturregelungssystem (65) einen Kühler (68), eine Umgehungsleitung (73) und mindestens ein Ventil (67) umfasst, um den Strom durch den Kühler (68) und die Umgehungsleitung (73) zu regeln, um den Verbrennungszeitpunkt zu steuern; und/oder wobei die Temperatur des Luft/Kraftstoff-Gemischs im Brennraum (13) durch die Menge der Verbrennungsprodukte geregelt wird, die darin bleiben, oder durch Abgase, die nach einem Verbrennungsereignis in den Brennraum (13) zurückströmen, um den Verbrennungszeitpunkt zu steuern.
  2. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine Stromregelventil (67) nur ein Ventil umfasst, das hinter dem Kühler (68) angeordnet ist, wobei dieses Stromregelventil (67) bevorzugt ein Zungenventil ist.
  3. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die einen oder mehreren Steuersignale eine Position des mindestens einen Stromregelventils (67) steuern, um die Verbrennungsentwicklung künftiger Verbrennungsereignisse zu steuern, wobei das Verbrennungsentwicklungssteuermittel bevorzugt mindestens eines von einem Druckregelungssystem zum abschließenden Variieren des Drucks des Gemischs, einem Äquivalenzverhältnisregelungssystem zum Variieren eines Äquivalenzverhältnisses des Gemischs und einem Gemischselbstzündungseigenschaftsregelungssystem umfasst, um eine Selbstzündungseigenschaft des Gemischs zu variieren; wobei das Verarbeitungsmittel den Verbrennungsentwicklungswert bevorzugt mit einem vorbestimmten Verbrennungsentwicklungssollwert vergleicht und die einen oder mehreren Steuersignale auf der Basis des Vergleichs des Verbrennungsentwicklungswerts mit dem vorbestimmten Verbrennungsentwicklungssollwert erzeugt, wobei dieses mindestens eine Steuersignal mindestens eines von diesem Druckregelungssystem, Äquivalenzverhältnisregelungssystem und Gemischselbstzündungseigenschaftsregelungssystem steuert, um zu bewirken, dass dieser Verbrennungsentwicklungswert sich dem vorbestimmten Verbrennungsentwicklungssollwert annähert.
  4. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungszeitsensor (16) ein Verbrennungsstartsensor ist, um den Start der Verbrennung zu messen.
  5. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Ansauglufttemperaturregelungssystem (65) einen Erhitzer (30) einschließt, der im Ansaugluftsystem angeordnet ist; und/oder, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem ein Abgassystem umfasst, um Abgas aus dem Brennraum (13) zu leiten, wobei das Temperaturregelungsmittel ein Abgasrückführungssystem einschließt, um Abgas aus diesem Abgassystem dem Ansaugluftsystem (23) zuzuführen, um die Ansauglufttemperatur zu regeln; und/oder, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem ein Kraftstoffversorgungssystem umfasst, das mit dem Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) verbunden ist, um Kraftstoff direkt in mindestens einem von dem Ansaugluftsystem (23) und dem Brennraum (13) zu leiten, wobei dieses Kraftstoffversorgungssystem eine erste Kraftstoffversorgung und eine zweite Kraftstoffversorgung umfasst, wobei diese erste und zweite Kraftstoffversorgung verschiedene Selbstzündungseigenschaften aufweisen.
  6. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Temperaturregelungsmittel ein Restmassenfraktionsregelungssystem umfasst, um eine Restmassenfraktion von Verbrennungsprodukten im Brennraum (13) zu variieren; wobei dieses Restmassenfraktionsregelungssystem bevorzugt ein variables Ventilsteuerzeitenregelungssystem umfasst; wobei der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem bevorzugt ein Abgassystem umfasst, um Abgas aus dem Brennraum (13) zu leiten, dieses Abgassystem einen Auslasskanal umfasst, der mit diesem Brennraum (13) verbunden ist und im Motorgehäuse geformt ist, und ein Auslassventil, das betreibbar ist, um diesen Auslasskanal in einer zeitlich festgelegten Beziehung zu einem Kurbelwellenwinkel zu öffnen und zu schließen, wobei dieses variable Ventilsteuerzeitenregelungssystem ein variables Auslassventilsteuerzeitenregelungssystem umfasst, das mit dem Brennraum verbunden ist, um eine Zeitdauer zu steuern, während welcher das Auslassventil während eines Ansaughubs des Motors geöffnet ist, um zu bewirken, dass Abgas vom Abgassystem durch den Auslasskanal in den Brennraum strömt, um eine Menge der Restabgase im Brennraum (13) zu erhöhen; und/oder wobei dieses variable Auslassventilsteuerzeitenregelungssystem bevorzugt wirkt, um den Schließzeitpunkt des Auslasskanals durch das Auslassventil zu verzögern, um zu bewirken, dass das Auslassventil sich während des Ansaughubs schließt, damit Abgas vom Abgassystem durch den Auslasskanal in den Brennraum (13) strömt, um eine Menge des Restabgases im Brennraum zu erhöhen.
  7. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Temperaturregelungsmittel ein System zum Variieren des Kompressionsverhältnisses umfasst, um mindestens eines von einem effektiven Kompressionsverhältnis und einem geometrischen Kompressionsverhältnis zu variieren; wobei der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem bevorzugt einen Einlasskanal umfasst, der im Motorgehäuse geformt ist, und ein Einlassventil, das betreibbar ist, um diesen Einlasskanal zu öffnen und zu schließen, wobei dieses System zum Variieren des Kompressionsverhältnisses den Schließzeitpunkt des Einlasskanals durch dieses Einlassventil variiert, um das effektive Kompressionsverhältnis zu variieren.
  8. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem eine drehbare Kurbelwelle und einen Kolben umfasst, die operativ mit dieser Kurbelwelle zur Hin- und Herbewegung durch eine obere Totpunktposition verbunden ist, wobei die einen oder mehreren Steuersignale mindestens eines vom Temperaturregelungsmittel, Druckregelungssystem, Äquivalenzverhältnisregelungssystem und Gemischselbstzündungseigenschaftsregelungssystem steuern, um die Verbrennungsentwicklung künftiger Verbrennungsereignisse auf variable Weise zu steuern, um zwischen 20 Kurbelwinkelgrad vor der oberen Totpunktposition und 10 Kurbelwinkelgrad nach der oberen Totpunktposition den Start einer schnellen Verbrennung zu bewirken; und/oder, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem ein Abgassystem umfasst, um Abgas aus dem Brennraum (13) zu leiten, und ein Drosselventil, das im Abgassystem angeordnet ist, um den Abgasstrom zu begrenzen, um dadurch eine Restmassenfraktion an Verbrennungsprodukten zu erhöhen.
  9. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem ein variables Auslassventilsteuerzeitenregelungsmittel umfasst, das ein Hydraulikstangensystem umfasst, einschließlich einer Hydraulikkammer, einer einziehbaren Hydraulikstange, die in der Hydraulikkammer und einem von einem Plunger, einem Ventilschaft und einer Schubstange angeordnet ist, die zur Hin- und Herbewegung in der Hydraulikkammer montiert ist; wobei dieses Hydraulikstangensystem außerdem bevorzugt einen Ölversorgungskanal umfasst, der mit der Hydraulikkammer verbunden ist, um der Hydraulikkammer Hydraulikflüssigkeit zuzuführen, damit eine Hydraulikstange ausgefahren wird, einen Ölableitungskanal, der mit der Hydraulikkammer verbunden ist, um Hydraulikflüssigkeit aus der Hydraulikkammer abzuleiten, um die Hydraulikstange einzufahren, und mindestens ein Regelventil, um den Strom durch mindestens einem vom Ölversorgungskanal und Ölableitungskanal zu regeln; wobei dieses mindestens eine Regelventil bevorzugt ein Versorgungsregelventil umfasst, das im Versorgungskanal angeordnet ist, und ein zweites Regelventil, das im Ableitungskanal angeordnet ist; und/oder wobei das mindestens eine Regelventil ein Magnetventil umfasst, das im Ableitungskanal angeordnet ist, und ein Rückschlagventil, das im Versorgungskanal angeordnet ist.
  10. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor (10, 66, 100, 130) außerdem mehrere Zylinder umfasst, die im Motorgehäuse geformt sind, wobei jeder von dieser Vielzahl von Zylindern einen jeweiligen Brennraum (13) definiert, außerdem umfassend ein Zylinderverbrennungsausgleichsmittel, um die Betriebsbedingungen im Brennraum jedes von der Vielzahl von Zylindern auf variable Weise anzupassen, um für Verbrennungsereignisse in der Vielzahl von Zylindern eine vergleichbare Verbrennungsentwicklung zu erhalten, damit die Verbrennung zwischen dieser Vielzahl von Zylindern ausgeglichen wird.
  11. Verbrennungsmotor nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Zylinderverbrennungsausgleichsmittel ein variables Auslassventilsteuerzeitenregelungssystem umfasst, das jedem von dieser Vielzahl von Zylindern zugeordnet ist, um vom Verarbeitungsmittel ein variables Ventilsteuerzeitensteuersignal zu empfangen und eine Zeitdauer zu steuern, während welcher das Auslassventil den Auslasskanal öffnet, um eine Menge an Restabgas zu variieren, die nach einem Verbrennungsereignis im Brennraum bleibt, um dadurch Verbrennungsereignisse zwischen der Vielzahl von Zylindern auszugleichen; und/oder, dass das Ansaugluftsystem (23) einen jeweiligen Einlasskanal umfasst, der jedem von der Vielzahl von Zylindern zugeordnet ist und im Motorgehäuse geformt ist, und ein jeweiliges Einlassventil, das betreibbar ist, um diesen Einlasskanal während des Motorbetriebs an vorgegebenen Zeitpunkten zu öffnen und zu schließen, wobei das Zylinderverbrennungsausgleichsmittel ein variables Einlassventilsteuerzeitenregelungssystem umfasst, das jedem von dieser Vielzahl von Zylindern zugeordnet ist, um vom Verarbeitungsmittel ein variables Ventilsteuerzeitensteuersi gnal zu empfangen und die Zeitdauer zu variieren, während welcher das Einlassventil geöffnet ist, um Verbrennungsereignisse zwischen der Vielzahl von Zylindern auszugleichen; und/oder, dass das Zylinderverbrennungsausgleichsmittel eine Einspritzdüse umfasst, die am Motorgehäuse angebracht ist, um eine Ausgleichsflüssigkeit einzuspritzen, die die Selbstzündungseigenschaften des Gemischs ändert; und/oder, dass das Zylinderverbrennungsausgleichsmittel ein variables Kompressionsverhältnismittel umfasst, das jedem von dieser Vielzahl von Zylindern zugeordnet ist, um ein Kompressionsverhältnis für jeden von dieser Vielzahl von Zylindern zu variieren, um das Verbrennungsgleichgewicht zwischen der Vielzahl von Zylindern aufrechtzuerhalten, wobei dieses variable Kompressionsverhältnismittel bevorzugt ein variables Ventilsteuerzeitenregelungssystem umfasst, um ein effektives Kompressionsverhältnis zu variieren; und/oder, dass das Zylinderverbrennungsausgleichsmittel ein Kraftstoffversorgungssystem umfasst, das mit dem Motor verbunden ist, um Kraftstoff in den Motor zu leiten, wobei dieses Kraftstoffversorgungssystem eine erste Kraftstoffversorgung und eine zweite Kraftstoffversorgung umfasst, wobei die erste und zweite Kraftstoffversorgung verschiedene Selbstzündungseigenschaften aufweisen.
  12. Verbrennungsmotor nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Ansauglufttemperaturregelungssystem (65) ein Abgasrückführungssystem umfasst, um dem Ansaugluftsystem Abgas aus dem Abgassystem zuzuführen, um die Ansauglufttemperatur zu regeln.
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102016205667A1 (de) * 2016-04-06 2017-10-12 Robert Bosch Gmbh Einspritzanordnung zur Einspritzung von Wasser und Kraftstoff
US9850828B2 (en) 2013-10-29 2017-12-26 Mazda Motor Corporation Control device for compression ignition-type engine
DE102019113884A1 (de) * 2019-05-24 2020-11-26 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren und Steuereinheit zum Betrieb eines Verbrennungsmotors
DE102016008916B4 (de) 2015-07-22 2022-04-14 Mazda Motor Corporation Mit Vormischungsbeschickung und Kompressionszündung arbeitender Motor, Steuer- bzw. Regeleinrichtung hierfür, Verfahren zum Steuern bzw. Regeln eines Motors und Computerprogrammerzeugnis
RU214066U1 (ru) * 2022-05-30 2022-10-11 Денис Викторович Шабалин Турбокомпрессор дизельного двигателя военной гусеничной машины с устройством для разгона ротора

Families Citing this family (352)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6230683B1 (en) * 1997-08-22 2001-05-15 Cummins Engine Company, Inc. Premixed charge compression ignition engine with optimal combustion control
SE521783C2 (sv) * 1998-10-26 2003-12-09 Volvo Ab Sätt att styra förbränningsprocessen i en förbränningsmotor samt motor med organ för att variera cylindrarnas effektiva kompressionsförhållande
JP3743195B2 (ja) * 1999-02-26 2006-02-08 ふそうエンジニアリング株式会社 予混合圧縮着火内燃機関
US7469662B2 (en) * 1999-03-23 2008-12-30 Thomas Engine Company, Llc Homogeneous charge compression ignition engine with combustion phasing
DE19923413B4 (de) * 1999-05-21 2011-02-17 Daimler Ag Verfahren zum Betrieb einer im Viertakt arbeitenden Hubkolben-Brennkraftmaschine mit wechselnder Kompressions- und Fremdzündung
GB2352772A (en) * 1999-08-05 2001-02-07 Ford Global Tech Inc Method of operating a spark-ignition i.c. engine using a series of sparks to promote auto-ignition
EP1099846B1 (de) * 1999-11-10 2005-01-12 Wärtsilä Schweiz AG Verfahren zum Betreiben eines Viertakt-Dieselmotors
FR2801932B1 (fr) * 1999-11-10 2002-02-15 Michel Alain Leon Marchisseau Procede et dispositif pour modifier et prendre en compte le taux de compression pour optimiser le fonctionnement des moteurs a pistons alternatifs
WO2001040641A1 (fr) 1999-11-30 2001-06-07 Michel Marchisseau Procede et dispositif pour modifier le taux de compression afin d'optimiser le fonctionnement des moteurs a pistons alternatifs
US6295973B1 (en) * 1999-12-22 2001-10-02 Ford Global Technologies, Inc. Air-fuel charge controller for a homogeneous-charge, compression-ignition engine
WO2001046571A1 (en) * 1999-12-22 2001-06-28 Lotus Cars Limited An auto-ignited homogenous charge four stroke engine
US6714852B1 (en) * 2000-02-11 2004-03-30 Ford Global Technologies, Llc Observer for engine crankshaft torque
DE10012025A1 (de) * 2000-03-11 2001-10-18 Bosch Gmbh Robert Verfahren zum Betreiben einer mehrzylindrigen Brennkraftmaschine
US6561157B2 (en) 2000-05-08 2003-05-13 Cummins Inc. Multiple operating mode engine and method of operation
JP3835130B2 (ja) * 2000-06-13 2006-10-18 日産自動車株式会社 圧縮自己着火式内燃機関
ITLE20000014A1 (it) 2000-06-29 2001-12-31 Cesare Bortone Motore endotermico alternativo con pistoni anulari e innovativo sistema di parzializzazione del carico per un particolare ciclo di compustio
JP3880296B2 (ja) * 2000-08-02 2007-02-14 株式会社日立製作所 エンジンの制御装置
US6739295B1 (en) * 2000-08-17 2004-05-25 Hitachi, Ltd. Compression ignition internal combustion engine
DE10048608C2 (de) * 2000-09-30 2003-04-03 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Computerprogramm zum Betreiben einer Brennkraftmaschine sowie Brennkraftmaschine
FR2815082B1 (fr) * 2000-10-09 2003-04-11 Inst Francais Du Petrole Procede de controle d'auto-allumage dans un moteur a quatre temps
FI112692B (fi) * 2000-11-03 2003-12-31 Waertsilae Finland Oy Menetelmä ja järjestely ahdetun mäntämoottorin typpioksidipäästöjen (NOx) vähentämiseksi
FR2816660B1 (fr) * 2000-11-15 2003-05-02 Sagem Procede et dispositif de commande du fonctionnement d'un moteur a combustion interne a auto-allumage
FR2816659B1 (fr) * 2000-11-15 2003-02-28 Sagem Procede de regulation de la temperature de la masse d'air admise dans un cylindre d'un moteur a combustion interne et moteur mettant en oeuvre ce procede
JP3933386B2 (ja) * 2000-11-29 2007-06-20 株式会社日立製作所 内燃機関の可変バルブタイミング制御装置
FR2817913B1 (fr) * 2000-12-11 2003-04-11 Inst Francais Du Petrole Methode de gestion d'un moteur a combustion interne fonctionnant en mono ou en bicarburation avec injection directe d'essence et moteur a combustion interne fonctionnant selon une telle methode
JP4259767B2 (ja) * 2001-01-30 2009-04-30 東京瓦斯株式会社 複数気筒を有する予混合圧縮自着火機関
JP2002242726A (ja) * 2001-02-14 2002-08-28 Tokyo Gas Co Ltd 予混合圧縮自着火機関
GB0104025D0 (en) * 2001-02-19 2001-04-04 Ford Global Tech Inc Engine with controlled auto-ignition
JP2002256872A (ja) * 2001-02-27 2002-09-11 Fuji Heavy Ind Ltd エンジンの燃焼制御装置
GB2372776A (en) * 2001-03-01 2002-09-04 Ford Global Tech Inc Engine with controlled auto-ignition and turbocharger
JP2002276404A (ja) * 2001-03-14 2002-09-25 Nissan Motor Co Ltd 圧縮着火式内燃機関
JP2002276418A (ja) * 2001-03-23 2002-09-25 Hitachi Ltd ターボ過給機付き筒内噴射エンジン及びその制御方法
US6711893B2 (en) * 2001-03-27 2004-03-30 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Fuel supply apparatus for an internal combustion engine
DE10115608A1 (de) * 2001-03-29 2002-10-10 Bosch Gmbh Robert Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
JP2002332887A (ja) * 2001-05-10 2002-11-22 Fuji Heavy Ind Ltd 圧縮着火式エンジンの燃焼制御装置
US6598468B2 (en) 2001-07-11 2003-07-29 Cummins Inc. Apparatus and methods for determining start of combustion for an internal combustion engine
CH695110A5 (de) * 2001-08-06 2005-12-15 Menag Holding Ag Verfahren zur Regelung eines Verbrennungsmotors mit Abgasrückführung sowie Einrichtung zur Durchführung des Verfahrens.
ATE472050T1 (de) * 2001-08-17 2010-07-15 Tiax Llc Verfahren zur regelung einer verbrennungskraftmaschine mit kompressionszündung und kraftstoff-luftvormischung
DE10141959A1 (de) * 2001-08-28 2003-04-10 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzanlage für Brennkraftmaschinen mit Benzindirekteinspritzung mit optimaler Einspritzung in das Ansaugrohr und Verfahren zu deren Betrieb
JP2003083118A (ja) * 2001-09-10 2003-03-19 Toyota Motor Corp ２サイクル自着火ガソリンエンジン
WO2003025100A2 (en) * 2001-09-18 2003-03-27 Southwest Research Institute Fuels for homogeneous charge compression ignition engines
AT5217U1 (de) * 2001-09-28 2002-04-25 Avl List Gmbh Verfahren zum geregelten betrieb einer brennkraftmaschine
US6725838B2 (en) * 2001-10-09 2004-04-27 Caterpillar Inc Fuel injector having dual mode capabilities and engine using same
US6637381B2 (en) 2001-10-09 2003-10-28 Southwest Research Institute Oxygenated fuel plus water injection for emissions control in compression ignition engines
FR2832761B1 (fr) * 2001-11-23 2004-12-24 Peugeot Citroen Automobiles Sa Systeme de controle du fonctionnement d'un moteur diesel de vehicule automobile
EP1321658A1 (de) * 2001-12-18 2003-06-25 Guido Parisi Aufrüstsatz für Dieselmotoren
US6601549B2 (en) 2001-12-20 2003-08-05 Caterpillar Inc Two stroke homogenous charge compression ignition engine with pulsed air supplier
US6769392B2 (en) 2001-12-20 2004-08-03 Caterpillar Inc Variable valve timing in a homogenous charge compression ignition engine
US6668788B2 (en) 2001-12-20 2003-12-30 Caterpillar Inc Homogenous charge compression ignition engine having a cylinder including a high compression space
EP1321655A1 (de) 2001-12-21 2003-06-25 Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company Verfahren zur Detektion und Regelung des Verbrennungsbeginns in einer Brennfraftmaschine
ATE440210T1 (de) * 2001-12-25 2009-09-15 Niigata Power Systems Co Ltd Zweistoffmotor
US6722349B2 (en) 2002-02-04 2004-04-20 Caterpillar Inc Efficient internal combustion engine valve actuator
US6688280B2 (en) * 2002-05-14 2004-02-10 Caterpillar Inc Air and fuel supply system for combustion engine
EP1338776B1 (de) * 2002-02-20 2006-05-03 Ford Global Technologies, LLC Viertakt-Ottomotor mit separat verstellbaren Nockenwellen sowie Steuerungsverfahren
DE60306568T2 (de) * 2002-03-27 2007-07-05 Mazda Motor Corp. Verbrennungssteuerapparat für einen Motor, Motor, Verbrennungssteuerverfahren dafür, Speichermedium und Computerprogramm
JP2003286879A (ja) * 2002-03-27 2003-10-10 Mazda Motor Corp ディーゼルエンジンの燃焼制御装置
US6964256B2 (en) 2002-03-28 2005-11-15 Mazda Motor Corporation Combustion control apparatus for an engine
US7661263B2 (en) * 2004-08-27 2010-02-16 Caterpillar, Inc. Method of operating an internal combustion engine
JP2003328844A (ja) * 2002-05-16 2003-11-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 予混合圧縮着火エンジンの運転制御方法及びその装置
DE10223408A1 (de) * 2002-05-25 2003-12-11 Daimler Chrysler Ag Fremdgezündete Brennkraftmaschine
US20030226351A1 (en) * 2002-06-11 2003-12-11 Glenn William Douglas Mid-combustion fluid injection for NOx reduction
JP3735594B2 (ja) * 2002-06-28 2006-01-18 株式会社東芝 光ディスク装置と光ディスク装置の待機方法
US7199088B2 (en) 2002-07-01 2007-04-03 Shell Oil Company Lubricating oil for a diesel powered engine and method of operating a diesel powered engine
US6651432B1 (en) * 2002-08-08 2003-11-25 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Controlled temperature combustion engine
US7047741B2 (en) * 2002-08-08 2006-05-23 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Methods for low emission, controlled temperature combustion in engines which utilize late direct cylinder injection of fuel
US7025042B2 (en) * 2002-08-08 2006-04-11 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Methods of operation for controlled temperature combustion engines using gasoline-like fuel, particularly multicylinder homogenous charge compression ignition (HCCI) engines
US6857263B2 (en) * 2002-08-08 2005-02-22 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Low emission diesel combustion system with low charge-air oxygen concentration levels and high fuel injection pressures
DE10237328B4 (de) * 2002-08-14 2006-05-24 Siemens Ag Verfahren zum Regeln des Verbrennungsprozesses einer HCCI-Brennkraftmaschine
US6662760B1 (en) * 2002-10-17 2003-12-16 Southwest Research Institute Method and apparatus for controlling combustion timing in an homogenous-charge compression-ignition engine
SE524802C2 (sv) * 2002-11-04 2004-10-05 Cargine Engineering Ab Styrmetod för modulering av vridmoment i en kolvförbränningsmotor
US6981472B2 (en) 2002-11-18 2006-01-03 Massachusetts Institute Of Technology Homogeneous charge compression ignition control utilizing plasmatron fuel converter technology
US20040112329A1 (en) * 2002-12-17 2004-06-17 Coleman Gerald N. Low emissions compression ignited engine technology
US6910449B2 (en) 2002-12-30 2005-06-28 Ford Global Technologies, Llc Method for auto-ignition operation and computer readable storage device for use with an internal combustion engine
EP1435445A1 (de) * 2002-12-30 2004-07-07 Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company Brennkraftmaschine, Verfahren für selbstgezündeten Betrieb und computerlesbares Speichermedium
US20030226528A1 (en) * 2002-12-31 2003-12-11 Hitachi, Ltd. Compression ignition internal combustion engine
JP2004263562A (ja) * 2003-01-14 2004-09-24 Yanmar Co Ltd 予混合圧縮自着火式内燃機関の制御方法
US6820599B2 (en) 2003-02-03 2004-11-23 Ford Global Technologies, Llc System and method for reducing Nox emissions during transient conditions in a diesel fueled vehicle with EGR
US6863058B2 (en) * 2003-02-03 2005-03-08 Ford Global Technologies, Llc System and method for reducing NOx emissions during transient conditions in a diesel fueled vehicle
JP4472932B2 (ja) * 2003-02-07 2010-06-02 いすゞ自動車株式会社 エンジンの燃焼制御装置
US7013852B2 (en) 2003-03-06 2006-03-21 Denso Corporation Control apparatus for an internal combustion engine
FR2853011B1 (fr) * 2003-03-26 2006-08-04 Melchior Jean F Moteur alternatif a recirculation de gaz brules destine a la propulsion des vehicules automobiles et procede de turbocompression de ce moteur
JP4161789B2 (ja) 2003-04-25 2008-10-08 いすゞ自動車株式会社 燃料噴射制御装置
DE10319330B4 (de) * 2003-04-29 2010-07-08 Continental Automotive Gmbh System und Verfahren zum Beeinflussen der Ansauggastemperatur im Brennraum eines Verbrennungsmotors
US6868840B2 (en) * 2003-06-05 2005-03-22 Detroit Diesel Corporation Charged air intake system for an internal combustion engine
EP1491740B1 (de) * 2003-06-24 2008-02-27 Ford Global Technologies, LLC, A subsidary of Ford Motor Company Verfahren zum Betrieb eines Dieselmotors
US7004124B2 (en) * 2003-07-01 2006-02-28 General Motors Corporation Valve strategy for operating a controlled auto-ignition four-stroke internal combustion engine
US7334561B2 (en) * 2003-07-15 2008-02-26 Avl List Gmbh Internal combustion engine
FR2859501B1 (fr) * 2003-09-05 2007-05-04 Siemens Vdo Automotive Procede de determination de la temperature avant l'entree dans un pot catalytique d'un moteur turbocompresse
JP4206882B2 (ja) * 2003-09-24 2009-01-14 いすゞ自動車株式会社 予混合圧縮自己着火式内燃機関
JP3894179B2 (ja) * 2003-10-02 2007-03-14 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料供給装置
US7000596B2 (en) 2003-10-03 2006-02-21 Cummins Westport Inc. Method and apparatus for controlling an internal combustion engine using combustion chamber pressure sensing
JP2005113796A (ja) * 2003-10-08 2005-04-28 Daihatsu Motor Co Ltd 二サイクルディーゼル内燃機関における排気ガス還流装置
DE10348138B4 (de) 2003-10-16 2016-09-15 Daimler Ag Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine
US6938593B2 (en) * 2003-11-13 2005-09-06 Ford Global Technologies, Llc Computer readable storage medium for use with engine having variable valve actuator
US6843231B1 (en) 2003-12-19 2005-01-18 Caterpillar Inc Cylinder to cylinder balancing using intake valve actuation
JP4046086B2 (ja) 2004-01-21 2008-02-13 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比内燃機関
FR2866071A1 (fr) * 2004-02-11 2005-08-12 Pierre Piccaluga Optimisation de la carburation des moteurs thermiques
JP4397246B2 (ja) * 2004-02-13 2010-01-13 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比内燃機関
US20050183693A1 (en) * 2004-02-25 2005-08-25 Ford Global Technologies Llc Method and apparatus for controlling operation of dual mode hcci engines
JP2005248748A (ja) 2004-03-02 2005-09-15 Isuzu Motors Ltd ディーゼルエンジン
JP2005320948A (ja) * 2004-04-08 2005-11-17 Toyota Industries Corp 予混合圧縮自着火機関及びその運転方法
JP4319577B2 (ja) * 2004-04-28 2009-08-26 新潟原動機株式会社 パイロット着火ガスエンジンにおけるパイロット油投与時期調整方法およびパイロット油投与時期調整装置
JP4265475B2 (ja) * 2004-05-12 2009-05-20 トヨタ自動車株式会社 予混合圧縮着火内燃機関の制御装置
JP2005344638A (ja) * 2004-06-03 2005-12-15 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
EP1607609B1 (de) * 2004-06-15 2009-03-25 C.R.F. Società Consortile per Azioni Regelungssystem zur Regelung der Verbrennung in einem Dieselmotor mit vorgemischter Verbrennung
US7066155B2 (en) * 2004-06-28 2006-06-27 Autotronic Controls Corporation Method and system for the control of fumigation
DE102004032986A1 (de) 2004-07-08 2006-02-09 Daimlerchrysler Ag Verfahren zur Regelung des Kompressionszündbetriebes einer Brennkraftmaschine
DE112005001796B4 (de) 2004-07-26 2018-12-13 General Motors Corp. Verfahren zum Steuern eines Viertakt-Verbrennungsmotors mit gesteuerter Selbstzündung
US7152559B2 (en) * 2004-07-26 2006-12-26 General Motors Corporation Valve and fueling strategy for operating a controlled auto-ignition four-stroke internal combustion engine
US7150250B2 (en) * 2004-07-26 2006-12-19 General Motors Corporation Valve and fueling strategy for operating a controlled auto-ignition four-stroke internal combustion engine
US7128047B2 (en) * 2004-07-26 2006-10-31 General Motors Corporation Valve and fueling strategy for operating a controlled auto-ignition four-stroke internal combustion engine
US20060064227A1 (en) * 2004-09-20 2006-03-23 Autotronic Controls Corporation Electronically managed LPG fumigation method and system
JP4362826B2 (ja) 2004-11-18 2009-11-11 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置および空燃比算出方法
JP3882838B2 (ja) * 2005-02-04 2007-02-21 いすゞ自動車株式会社 ディーゼルエンジンの排気弁制御方法及び排気弁制御装置
EP1703112B1 (de) * 2005-02-22 2010-07-21 Ford Global Technologies, LLC Verfahren zum Aufheizen eines Katalysators einer Brennkraft-maschine
US7275514B2 (en) * 2005-04-28 2007-10-02 Gm Global Technology Operations, Inc. Method of HCCI and SI combustion control for a direct injection internal combustion engine
JP2006316708A (ja) * 2005-05-13 2006-11-24 Hitachi Ltd エンジンの制御装置
DE102005040107B3 (de) * 2005-08-24 2007-05-31 Siemens Ag Kombiniertes PET-MRT-Gerät und Verfahren zur gleichzeitigen Aufnahme von PET-Bildern und MR-Bildern
US7212908B2 (en) * 2005-09-13 2007-05-01 Detroit Diesel Corporation System and method for reducing compression ignition engine emissions
US7287521B2 (en) * 2005-09-21 2007-10-30 Ford Global Technologies Llc System and method for improved engine starting using heated intake air
US7213585B2 (en) * 2005-09-21 2007-05-08 Ford Global Technologies, Llc System and method for maintaining heated intake air
US7240659B2 (en) * 2005-09-21 2007-07-10 Ford Global Technologies, Llc Transition strategy for engine operation with spark ignition and homogeneous charge compression ignition modes
US7213572B2 (en) * 2005-09-21 2007-05-08 Ford Global Technologies, Llc System and method for engine operation with spark assisted compression ignition
US7234438B2 (en) * 2005-09-21 2007-06-26 Ford Global Technologies, Llc System and method for engine operation with spark assisted compression ignition
US7168420B1 (en) 2005-09-21 2007-01-30 Ford Global Technologies, Llc System and method for engine operation with spark assisted compression ignition
JP4692201B2 (ja) * 2005-10-06 2011-06-01 いすゞ自動車株式会社 内燃機関のｅｇｒシステム
JP4692202B2 (ja) * 2005-10-06 2011-06-01 いすゞ自動車株式会社 ２段過給式エンジンのｅｇｒシステム
WO2007050366A2 (en) * 2005-10-21 2007-05-03 Southwest Research Institute Fast warm-up of diesel aftertreatment system during cold start
US7334562B2 (en) * 2005-10-24 2008-02-26 Ford Global Technologies Llc Homogenous charge compression ignition engine control
US7181332B1 (en) * 2005-10-25 2007-02-20 Daimlerchrysler Corporation Method for controlling an operating condition of a vehicle engine
US7363911B2 (en) * 2005-11-03 2008-04-29 Ford Global Technologies, Llc Humidity-based combustion control in a multiple combustion mode engine
US7503166B2 (en) * 2005-11-18 2009-03-17 Ford Global Technologies, Llc Gasoline internal combustion engine with dynamic combustion mode allocation
US7503167B2 (en) * 2005-11-18 2009-03-17 Ford Global Technologies, Llc Internal combustion engine with multiple combustion modes and fuel vapor purging
US7552588B2 (en) * 2005-12-15 2009-06-30 Ford Global Technologies, Llc System and method for HCCI temperature control
US7398743B2 (en) * 2005-12-27 2008-07-15 Caterpillar Inc. Compression ignition initiation device and internal combustion engine using same
KR20080098602A (ko) * 2006-01-09 2008-11-11 엠유에스아이 엔진즈 리미티드 내연기관
US7497198B2 (en) * 2006-03-06 2009-03-03 Ford Global Technologies, Llc System and method for controlling vehicle operation in response to fuel vapor purging
US7487852B2 (en) * 2006-03-06 2009-02-10 Ford Global Technologies, Llc System and method for controlling vehicle operation
US7469672B2 (en) * 2006-03-06 2008-12-30 Ford Global Technologies, Llc System and method for operation of an engine having multiple combustion modes and cylinder deactivation
US7694760B2 (en) * 2006-03-06 2010-04-13 Ford Global Technologies, Llc System and method for controlling vehicle operation
US7748354B2 (en) 2006-04-18 2010-07-06 Ford Global Technologies, Llc System and method for adaptive control of variable valve lift tappet switching
EP1867849A3 (de) * 2006-06-16 2010-12-08 Ford Global Technologies, LLC Motor mit homogener Kompressionszündung
US7690368B2 (en) * 2006-06-16 2010-04-06 Ford Global Technologies, Llc System and method for facilitating homogeneous charge compression ignition
JP4823799B2 (ja) * 2006-07-31 2011-11-24 本田技研工業株式会社 内燃機関の制御方法
DE102006049242A1 (de) * 2006-08-09 2008-03-20 Volkswagen Ag Bennkraftmaschine für Gas und Benzin
US7213566B1 (en) 2006-08-10 2007-05-08 Ford Global Technologies, Llc Engine system and method of control
US7448359B2 (en) 2006-08-10 2008-11-11 Ford Global Technologies, Llc Multi-mode internal combustion engine
JP2008069713A (ja) * 2006-09-14 2008-03-27 Toyota Motor Corp 内燃機関の燃焼制御装置
DE102006044866B4 (de) * 2006-09-22 2008-11-20 Continental Automotive Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Erzeugung von Einspritzsignalen für ein Einspritzsystem eines Verbrennungsmotors
JP4535051B2 (ja) * 2006-09-28 2010-09-01 トヨタ自動車株式会社 多種燃料内燃機関
US7832370B2 (en) * 2006-11-16 2010-11-16 Gm Global Technology Operations, Inc. Low-load operation extension of a homogeneous charge compression ignition engine
US7461628B2 (en) * 2006-12-01 2008-12-09 Ford Global Technologies, Llc Multiple combustion mode engine using direct alcohol injection
US20080178843A1 (en) * 2007-01-25 2008-07-31 Duffy Kevin P Combustion balancing in a homogeneous charge compression ignition engine
US7380540B1 (en) * 2007-01-29 2008-06-03 Caterpillar Inc. Dynamic control of a homogeneous charge compression ignition engine
JP4882787B2 (ja) * 2007-02-19 2012-02-22 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US7480558B2 (en) * 2007-02-28 2009-01-20 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for controlling a homogeneous charge compression ignition engine
US7822529B2 (en) * 2007-03-06 2010-10-26 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for determining a parameter for normalized instantaneous heat release in an internal combustion engine
US7810476B2 (en) * 2007-03-06 2010-10-12 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for estimating exhaust temperature of an internal combustion engine
US7726277B2 (en) * 2007-03-06 2010-06-01 Gm Global Technology Operations, Inc. Engine idle warm-up of a homogeneous charge compression ignition engine
US7742868B2 (en) * 2007-03-27 2010-06-22 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for controlling fuel reforming under low-load operating conditions using exhaust recompression in a homogeneous charge compression ignition engine
GB2448686B (en) * 2007-04-23 2012-02-22 Ford Global Tech Llc A System and method for adaptive control of variable vale lift tappet switching
US7587893B2 (en) * 2007-05-10 2009-09-15 Deere & Company Particulate filter regeneration system for an internal combustion engine
FR2916243A3 (fr) * 2007-05-15 2008-11-21 Renault Sas "procede de recalage de l'avance a l'injection en fonction de l'indice de cetane du carburant d'un moteur a combustion interne"
US8136504B2 (en) * 2007-07-27 2012-03-20 Ford Global Technologies, Llc HCCI heavy mixing mode
JP4367548B2 (ja) * 2007-11-06 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP4420105B2 (ja) * 2007-11-06 2010-02-24 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
EP2075442B1 (de) * 2007-12-31 2012-09-05 C.R.F. Società Consortile per Azioni Elektronisches Verbrennungssteuerungssystem mit geschlossenem Regelkreis für einen Dieselmotor mit Kompressionszündung mit Kraftstoffluftvormischung
FR2928702B1 (fr) * 2008-03-11 2013-08-30 Renault Sas Systeme de controle d'un moteur thermique a recirculation des gaz d'echappement
US8220436B2 (en) * 2008-03-13 2012-07-17 GM Global Technology Operations LLC HCCI/SI combustion switching control system and method
DE102008016600A1 (de) * 2008-04-01 2009-10-08 Volkswagen Ag Selbstzündende Brennkraftmaschine
US7770565B2 (en) * 2008-04-08 2010-08-10 Cummins Inc. System and method for controlling an exhaust gas recirculation system
US8000882B2 (en) * 2008-06-24 2011-08-16 GM Global Technology Operations LLC Active combustion control based on ringing index for reducing homogenous charge compression ignition (HCCI) combustion noise
US8522750B2 (en) * 2008-10-02 2013-09-03 Delaware Capital Formation, Inc. Method and apparatus for automatic pressure balancing of industrial large-bore internal combustion engines
US20100126481A1 (en) * 2008-11-26 2010-05-27 Caterpillar Inc. Engine control system having emissions-based adjustment
US8113173B2 (en) * 2008-11-26 2012-02-14 Caterpillar Inc. Engine control system having speed-based timing
US8028679B2 (en) 2008-11-26 2011-10-04 Caterpillar Inc. Engine control system having pressure-based timing
US7905206B2 (en) * 2008-11-26 2011-03-15 Caterpillar Inc Engine control system having fuel-based adjustment
US8150603B2 (en) 2008-11-26 2012-04-03 Caterpillar Inc. Engine control system having fuel-based timing
MA31723B1 (fr) * 2009-01-30 2010-10-01 Nasserlehaq Nsarellah Chambre de combustion auxiliaire avec soupape pour un rapport de compression volumetrique variable chez les moteurs a combustion interne de quatre temps
CN102341581B (zh) * 2009-03-18 2015-01-28 博格华纳公司 对外部egr混合物的响应爆燃的调整
JP4873038B2 (ja) 2009-03-31 2012-02-08 マツダ株式会社 過給機付き直噴エンジン
DE102009051137A1 (de) * 2009-06-26 2011-01-05 Mtu Friedrichshafen Gmbh Verfahren zum Betreiben eines Verbrennungsmotors
US20110010074A1 (en) * 2009-07-09 2011-01-13 Visteon Global Technologies, Inc. Methods Of Controlling An Internal Combustion Engine Including Multiple Fuels And Multiple Injectors
WO2011048676A1 (ja) * 2009-10-21 2011-04-28 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃焼制御装置
GB2475068B (en) * 2009-11-04 2014-06-25 Lotus Car A two-stroke internal combustion engine with variable compression ratio and an exhaust port shutter
US8776762B2 (en) * 2009-12-09 2014-07-15 GM Global Technology Operations LLC HCCI mode switching control system and method
JP5401352B2 (ja) * 2010-02-05 2014-01-29 株式会社ケーヒン 燃料切替制御装置及び方法
US9140161B2 (en) * 2010-06-07 2015-09-22 Alset Ip S A R.L. Bi-fuel engine with variable air fuel ratio
US8931463B2 (en) * 2010-06-07 2015-01-13 Alset Ip S A R.L. Bi-fuel engine with increased power
CZ307252B6 (cs) * 2010-06-09 2018-05-02 České Vysoké Učení Technické V Praze, Fakulta Strojní, Výzkumné Centrum Spalovacích Motorů A Automobilů Josefa Božka Způsob snižování emisí oxidů dusíku z plynových zážehových motorů se spalováním homogenní směsi a/nebo zvyšování výkonu těchto motorů při zachování emisí oxidů dusíku z těchto motorů a/nebo zvyšování celkové účinnosti těchto motorů a zařízení pro provádění tohoto způsobu
US20130160521A1 (en) * 2010-06-30 2013-06-27 International Engine Intellectual Property Company, Llc System and method of generating selective catalyst reduction dosing estimate for a diesel engine
US20130213349A1 (en) * 2010-10-26 2013-08-22 Delphi Technologies, Inc High-Efficiency Internal Combustion Engine and Method for Operating Employing Full-Time Low-Temperature Partially-Premixed Compression Ignition with Low Emissions
CN102003298A (zh) * 2010-11-26 2011-04-06 天津大学 一种用于发动机控制的燃烧信息实时反馈装置及方法
DE102010054384A1 (de) * 2010-12-08 2012-06-14 Franz-Josef Hinken Verbrennungsmotor mit kompressionsinduzierter Selbstzündung
DE102010054192A1 (de) * 2010-12-11 2012-06-14 Volkswagen Ag Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
EP2466098B1 (de) 2010-12-17 2013-09-25 Perkins Engines Company Limited Verbrennungsmotor und Betriebsverfahren für Verbrennungsmotor
US9010303B2 (en) * 2011-01-28 2015-04-21 Cummins Intellectual Property, Inc. System and method of detecting hydraulic start-of-injection
US8997707B2 (en) * 2011-02-25 2015-04-07 Joseph Norman Ulrey Vehicle fuel burner
US9151240B2 (en) 2011-04-11 2015-10-06 GM Global Technology Operations LLC Control system and method for a homogeneous charge compression ignition (HCCI) engine
JP5126424B1 (ja) * 2011-04-13 2013-01-23 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
CN103590897B (zh) * 2011-04-25 2016-08-24 靳北彪 自由活塞发动机
EP2708722B1 (de) * 2011-05-13 2018-06-20 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Verfahren und vorrichtung zur steuerung eines verbrennungsmotors
DE102011102047A1 (de) * 2011-05-19 2012-11-22 Man Truck & Bus Ag Verfahren und Vorrichtung zur Desulfatisierung einer in einer Diesel-Brennkraftmaschine angeordneten Abgasreinigungseinrichtung
CN102808679A (zh) * 2011-05-30 2012-12-05 上海汽车集团股份有限公司 发动机热管理方法及系统
JP2014525533A (ja) * 2011-08-09 2014-09-29 クリーン エア パワー， インコーポレーテッド 複数モードエンジンにおける前混合燃焼を制御するための方法及び装置
US9169789B2 (en) * 2011-08-15 2015-10-27 GM Global Technology Operations LLC System and method for adjusting fuel mass for minimum fuel injector pulse widths in multiple fuel system engines
US9097224B2 (en) 2011-08-15 2015-08-04 GM Global Technology Operations LLC Multi-fuel vehicle fuel control systems and methods
US9228527B2 (en) * 2011-09-15 2016-01-05 Robert Bosch Gmbh Dynamic estimator for determining operating conditions in an internal combustion engine
US9376979B2 (en) 2011-10-05 2016-06-28 Robert Bosch Gmbh Fuel governor for controlled autoignition engines
US20130104848A1 (en) * 2011-10-27 2013-05-02 Achates Power, Inc. Fuel Injection Strategies in Opposed-Piston Engines with Multiple Fuel Injectors
US9249744B2 (en) * 2012-05-31 2016-02-02 General Electric Company Method for operating an engine
US11905897B2 (en) 2011-12-16 2024-02-20 Transportation Ip Holdings, Llc Fuel selection method and related system for a mobile asset
US11643986B2 (en) * 2011-12-16 2023-05-09 Transportation Ip Holdings, Llc Multi-fuel system and method
US10344687B2 (en) 2011-12-16 2019-07-09 Ge Global Sourcing Llc Fuel selection method and related system for a mobile asset
US20160222895A1 (en) 2011-12-16 2016-08-04 General Electric Company Multi-fuel system and method
US20160153375A1 (en) * 2012-05-31 2016-06-02 General Electric Company Method for operating an engine
JP5709738B2 (ja) * 2011-12-27 2015-04-30 本田技研工業株式会社 圧縮着火内燃機関の制御装置
WO2013112169A1 (en) * 2012-01-27 2013-08-01 International Engine Intellectual Property Company, Llc Multi-fuel engine
CN102562328A (zh) * 2012-02-22 2012-07-11 北京工业大学 一种混合dme气体的柴油机系统及控制方法
EP2634389A1 (de) * 2012-02-28 2013-09-04 Caterpillar Motoren GmbH & Co. KG Selbstzündungsbetrieb von alternativen Verbrennungsmotoren
DE102012005227A1 (de) * 2012-03-15 2013-09-19 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zur Verhinderung einer Vorentflammung eines Kraftstoff-Luft-Gemisches in einem Zylinderraum einer Brennkraftmaschine
GB201205102D0 (en) * 2012-03-23 2012-05-09 Heatgen Ltd Combined heat and power
CN103375242B (zh) * 2012-04-23 2019-11-12 北京奋进科技有限公司 内燃机混合燃烧控制方法
US11578684B2 (en) 2012-05-31 2023-02-14 Transportation Ip Holdings, Llc Method for operating an engine
ITBO20120303A1 (it) * 2012-06-04 2013-12-05 Brum S R L Sistema per l'alimentazione di un motore a combustione interna
US20150337744A1 (en) * 2012-06-25 2015-11-26 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device for internal combustion engine
US10094306B2 (en) 2012-12-12 2018-10-09 Purdue Research Foundation Nonlinear model-based controller for premixed charge compression ignition combustion timing in diesel engines
JP6146648B2 (ja) * 2013-01-10 2017-06-14 スズキ株式会社 エンジンのシリンダヘッド
JP5995754B2 (ja) * 2013-03-05 2016-09-21 大阪瓦斯株式会社 予混合圧縮着火式エンジン及びその運転制御方法
JP5904144B2 (ja) * 2013-03-11 2016-04-13 マツダ株式会社 圧縮自己着火式エンジン
JP5811128B2 (ja) * 2013-03-29 2015-11-11 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP5967296B2 (ja) * 2013-04-09 2016-08-10 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
EP2984327B1 (de) * 2013-04-09 2017-06-21 Wärtsilä Finland Oy Dualkraftstoffeinspritzanlage und dualkraftstoffzufuhreinrichtung
CN103225550A (zh) * 2013-04-16 2013-07-31 上海交通大学 新型汽油均质压燃发动机燃烧控制方法及其实施装置
US20140331656A1 (en) * 2013-05-10 2014-11-13 Achates Power, Inc. Air Handling Constructions With Turbo-Compounding For Opposed-Piston Engines
US9334794B2 (en) 2013-06-05 2016-05-10 Pratt & Whitney Canada Corp. Rotary internal combustion engine with pilot subchamber and ignition element
BR112015030654A2 (pt) * 2013-06-05 2017-07-25 Toyota Motor Co Ltd dispositivo de controle para motor de combustão interna
JP5950041B2 (ja) 2013-06-10 2016-07-13 トヨタ自動車株式会社 機関制御装置
US9188505B2 (en) * 2013-06-21 2015-11-17 Ford Global Technologies, Llc Method and system for cylinder compression diagnostics
US8950368B2 (en) * 2013-07-01 2015-02-10 John Allan Strother Internal combustion engine and working cycle
WO2015013696A1 (en) * 2013-07-26 2015-01-29 Pinnacle Engines, Inc. Early exhaust valve opening for improved catalyst light off
JP6487439B2 (ja) * 2013-08-05 2019-03-20 アカーテース パワー，インク． 燃焼室を持つ対向ピストンエンジンのための二種燃料用構造
EP2843220A1 (de) * 2013-08-27 2015-03-04 ETH Zurich Dualer Kraftstoffverbrennungsmotor mit Rückkopplungssteuerung der Verbrennung, und entsprechendes Verfahren
JP6268864B2 (ja) * 2013-09-25 2018-01-31 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
JP6173162B2 (ja) * 2013-10-15 2017-08-02 株式会社豊田自動織機 燃焼制御装置
US20150114339A1 (en) * 2013-10-31 2015-04-30 Delphi Technologies, Inc. Cold start strategy and system for gasoline direct injection compression ignition engine
US8997698B1 (en) 2013-12-04 2015-04-07 Delphi Technologies, Inc. Adaptive individual-cylinder thermal state control using piston cooling for a GDCI engine
US9410509B2 (en) * 2013-12-04 2016-08-09 Delphi Technologies, Inc. Adaptive individual-cylinder thermal state control using intake air heating for a GDCI engine
US9464583B2 (en) 2014-02-06 2016-10-11 Cummins Inc. Cylinder pressure based control of dual fuel engines
JP6353664B2 (ja) 2014-02-20 2018-07-04 日立オートモティブシステムズ株式会社 エンジンの制御装置
CN103790695A (zh) * 2014-02-28 2014-05-14 朱譞晟 恒定压缩比的涡轮-机械增压内燃机
JP6281368B2 (ja) * 2014-03-28 2018-02-21 マツダ株式会社 直噴エンジンの制御装置
JP6156226B2 (ja) * 2014-03-31 2017-07-05 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
US9840998B2 (en) * 2014-06-10 2017-12-12 Avl Powertrain Engineering, Inc. System and method for controlling fuel injection characteristics in an engine
EP2957750A1 (de) * 2014-06-16 2015-12-23 Caterpillar Motoren GmbH & Co. KG Verfahren zur Steuerung eines Verbrennungsmotors
US9541027B2 (en) 2014-07-11 2017-01-10 Caterpillar Inc. System and method for recovering waste heat
US10196998B2 (en) 2014-08-21 2019-02-05 GM Global Technology Operations LLC Engine emission control system including combustion chamber temperature monitoring system
AT516320B1 (de) * 2014-10-06 2016-07-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Og Verfahren zum Betreiben einer Selbstzündungs-Brennkraftmaschine
AT516289B1 (de) * 2014-10-06 2016-07-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Og Verfahren zum Betreiben einer Selbstzündungs-Brennkraftmaschine
KR101575329B1 (ko) * 2014-10-20 2015-12-07 현대자동차 주식회사 디젤 엔진 차량의 냉시동 제어 장치 및 방법
KR101628106B1 (ko) * 2014-10-20 2016-06-08 현대자동차 주식회사 연소압 센서를 이용한 엔진 제어 방법 및 시스템
US20190226419A1 (en) * 2014-10-23 2019-07-25 Xiangjin Zhou Hybrid combustion mode of internal combustion engine and controller thereof, internal combustion engine, and automobile
DE102014017676A1 (de) * 2014-11-28 2016-06-02 Man Truck & Bus Ag Verfahren zur Kaltstartvorwärmung einer aufgeladenen Brennkraftmaschine und/oder einer Abgasnachbehandlungseinrichtung
AT516490B1 (de) * 2014-12-19 2016-06-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Og Verfahren zum Betreiben einer funkengezündeten Brennkraftmaschine
AT516543B1 (de) * 2014-12-19 2021-01-15 Innio Jenbacher Gmbh & Co Og Verfahren zum Betreiben einer funkengezündeten Brennkraftmaschine
US9752949B2 (en) 2014-12-31 2017-09-05 General Electric Company System and method for locating engine noise
US9556810B2 (en) 2014-12-31 2017-01-31 General Electric Company System and method for regulating exhaust gas recirculation in an engine
US9803567B2 (en) 2015-01-07 2017-10-31 General Electric Company System and method for detecting reciprocating device abnormalities utilizing standard quality control techniques
US9874488B2 (en) 2015-01-29 2018-01-23 General Electric Company System and method for detecting operating events of an engine
US9528445B2 (en) 2015-02-04 2016-12-27 General Electric Company System and method for model based and map based throttle position derivation and monitoring
US9903778B2 (en) 2015-02-09 2018-02-27 General Electric Company Methods and systems to derive knock sensor conditions
US9791343B2 (en) 2015-02-12 2017-10-17 General Electric Company Methods and systems to derive engine component health using total harmonic distortion in a knock sensor signal
US20180045109A1 (en) * 2015-02-16 2018-02-15 Eaton Corporation Engine intake and exhaust flow management
US10001077B2 (en) 2015-02-19 2018-06-19 General Electric Company Method and system to determine location of peak firing pressure
JP6135695B2 (ja) * 2015-02-26 2017-05-31 トヨタ自動車株式会社 燃焼状態推定方法
US9915217B2 (en) 2015-03-05 2018-03-13 General Electric Company Methods and systems to derive health of mating cylinder using knock sensors
US9695761B2 (en) 2015-03-11 2017-07-04 General Electric Company Systems and methods to distinguish engine knock from piston slap
CN107849990B (zh) * 2015-03-13 2021-02-05 通用汽车环球科技运作有限责任公司 具有多级增压的升高压缩比的内燃发动机
EP3280898B1 (de) * 2015-04-09 2020-06-17 Westport Power Inc. Zündvorrichtung und verfahren für eine vorgemischte ladung in einem gasbetriebenen motor
US9435244B1 (en) 2015-04-14 2016-09-06 General Electric Company System and method for injection control of urea in selective catalyst reduction
WO2016166818A1 (ja) * 2015-04-14 2016-10-20 日産自動車株式会社 エンジン制御装置及びエンジン制御方法
US9784231B2 (en) 2015-05-06 2017-10-10 General Electric Company System and method for determining knock margin for multi-cylinder engines
AT517247B1 (de) * 2015-05-29 2017-06-15 Ge Jenbacher Gmbh & Co Og Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
AT517423B1 (de) * 2015-06-17 2019-11-15 Ing Falkinger Walter Wirkungsgradsteigerung bei Hubkolbenmotoren durch teilweise Zylinderfüllung und variable Brennkammer
US9933334B2 (en) 2015-06-22 2018-04-03 General Electric Company Cylinder head acceleration measurement for valve train diagnostics system and method
US9784635B2 (en) 2015-06-29 2017-10-10 General Electric Company Systems and methods for detection of engine component conditions via external sensors
US10393609B2 (en) 2015-07-02 2019-08-27 Ai Alpine Us Bidco Inc. System and method for detection of changes to compression ratio and peak firing pressure of an engine
US9897021B2 (en) 2015-08-06 2018-02-20 General Electric Company System and method for determining location and value of peak firing pressure
JP2017031961A (ja) * 2015-08-06 2017-02-09 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
WO2017031598A1 (en) * 2015-08-27 2017-03-02 Westport Power Inc. Deposit mitigation for gaseous fuel injectors
JP6476102B2 (ja) * 2015-09-30 2019-02-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 内燃機関の制御装置
US9657670B2 (en) 2015-10-02 2017-05-23 GM Global Technology Operations LLC Exhaust system temperature estimation systems and methods
US9644548B2 (en) 2015-10-02 2017-05-09 GM Global Technology Operations LLC Exhaust system pressure estimation systems and methods
CN106593623A (zh) * 2015-10-17 2017-04-26 熵零控股股份有限公司 节流内燃机
US20170114748A1 (en) * 2015-10-27 2017-04-27 Delphi Technologies, Inc. Charge property based control of gdci combustion
JP6477432B2 (ja) * 2015-11-12 2019-03-06 株式会社デンソー 燃焼システムの推定装置
KR101807042B1 (ko) * 2016-05-24 2018-01-10 현대자동차 주식회사 가솔린-디젤 혼합 연소 엔진의 제어 장치 및 방법
SE541503C2 (en) * 2016-06-07 2019-10-22 Scania Cv Ab Four Stroke Internal Combustion Engine and thereto-related Method
US10100719B2 (en) * 2016-07-18 2018-10-16 Delphi Technologies Ip Limited GDCI intake air temperature control system and method
CN106246329A (zh) * 2016-07-29 2016-12-21 中国北方发动机研究所(天津) 一种高速柴油发动机缸内直喷水装置
CN106092586A (zh) * 2016-08-04 2016-11-09 浙江康和机械科技有限公司 一种发动机制动器功能性试验台及试验方法
US11236685B2 (en) 2016-09-30 2022-02-01 Transportation Ip Holdings, Llc Differential cylinder balancing for internal combustion engine
US10408158B2 (en) * 2016-09-30 2019-09-10 Ge Global Sourcing Llc Differential cylinder balancing for internal combustion engine
CN106285985A (zh) * 2016-09-30 2017-01-04 广州汽车集团股份有限公司 汽油发动机过量空气系数燃烧控制方法及燃烧控制系统
US10858990B2 (en) 2016-10-07 2020-12-08 Dma Tech S.À R.L. Internal combustion steam engine
WO2018081854A1 (en) * 2016-11-02 2018-05-11 Australian Frozen Foods Pty Ltd Internal combustion engine
JP6536541B2 (ja) * 2016-11-16 2019-07-03 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
WO2018096590A1 (ja) 2016-11-22 2018-05-31 マツダ株式会社 圧縮自己着火式エンジンの制御装置
US10113493B2 (en) * 2016-11-22 2018-10-30 Caterpillar Inc. System, method, and apparatus to control gas substitution characteristic in dual fuel engine
EP3533983B1 (de) * 2016-12-01 2021-04-14 Mazda Motor Corporation Selbstzündungsbenzinmotor
EP3336335B1 (de) * 2016-12-15 2021-01-27 Caterpillar Motoren GmbH & Co. KG Verfahren zum betrieb eines verbrennungsmotors mit gasförmigem brennstoff
WO2018144498A1 (en) 2017-02-06 2018-08-09 Cummins Inc. Engine system for emission reduction without aftertreatment
US10077041B1 (en) * 2017-03-20 2018-09-18 Ford Global Technologies, Llc Variable compression ratio engine
US10760543B2 (en) 2017-07-12 2020-09-01 Innio Jenbacher Gmbh & Co Og System and method for valve event detection and control
WO2019018578A1 (en) * 2017-07-18 2019-01-24 Prometheus Applied Technologies, Llc COMBUSTION OF IGNITION ENGINE CONTROLLED BY LUBRICATING OIL
US10302030B2 (en) 2017-07-31 2019-05-28 Ford Global Technologies, Llc System and method for starting a diesel engine
CN111051670B (zh) * 2017-08-18 2022-03-29 瓦锡兰芬兰有限公司 控制多气缸内燃发动机中燃料燃烧的方法和配置为控制多气缸内燃活塞发动机中的燃烧过程的计算机控制系统
US10724419B2 (en) * 2017-12-06 2020-07-28 GM Global Technology Operations LLC Technique and method to measure and calculate particulates output from gasoline engines
JP6432668B1 (ja) * 2017-12-12 2018-12-05 マツダ株式会社 過給機付エンジン
US20190203633A1 (en) * 2017-12-19 2019-07-04 Peter Charles Cheeseman Split-cycle engine
US11067009B2 (en) * 2018-03-16 2021-07-20 Volvo Truck Corporation Method for estimating cylinder pressure
GB2574443A (en) * 2018-06-06 2019-12-11 Caterpillar Motoren Gmbh & Co Knock mitigation and cylinder balancing in an internal combustion engine
JP7163671B2 (ja) * 2018-08-29 2022-11-01 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
CN109339959A (zh) * 2018-09-27 2019-02-15 朱伟林 一种内燃发动机及其提高效率的方法
CZ308432B6 (cs) * 2018-12-21 2020-08-19 ÄŚeskĂ© vysokĂ© uÄŤenĂ­ technickĂ© v Praze Způsob zvyšování celkové účinnosti motoru při zachování emisí oxidů dusíku ze spalovacích motorů a zařízení k provádění tohoto způsobu
CZ308433B6 (cs) * 2018-12-21 2020-08-19 ÄŚeskĂ© vysokĂ© uÄŤenĂ­ technickĂ© v Praze Způsob snižování emisí oxidů dusíku ze spalovacích motorů a zařízení k provádění tohoto způsobu
CN109681349B (zh) * 2018-12-30 2020-07-31 北京工业大学 一种压升率可控的零排放质调节氢发动机及其控制方法
JP7263811B2 (ja) * 2019-02-07 2023-04-25 株式会社Ihi エンジンシステム
US10934966B2 (en) 2019-02-19 2021-03-02 Caterpillar Inc. Combustion phasing control for high substitution lean burn of gaseous fuels in dual fuel engine
JP6547991B1 (ja) * 2019-02-20 2019-07-24 トヨタ自動車株式会社 触媒温度推定装置、触媒温度推定システム、データ解析装置、および内燃機関の制御装置
GB2581960B (en) * 2019-02-26 2023-11-22 Dolphin N2 Ltd Split cycle engine
US10823131B2 (en) 2019-02-28 2020-11-03 Caterpillar Inc. Dual fuel combustion control based on covaried spark production and pilot shot delivery
US10982601B2 (en) 2019-03-15 2021-04-20 Caterpillar Inc. Combustion control system and method for switching between spark and pilot-ignited operating modes in dual fuel engine
US10823106B1 (en) 2019-05-13 2020-11-03 Caterpillar Inc. Early pilot lean burn strategy in dual fuel engine using targeted pilot flames
US11035317B2 (en) * 2019-06-06 2021-06-15 Caterpillar Inc. Controlling pilot fuel injection in an engine
CN110286247B (zh) * 2019-07-15 2024-04-19 东风康明斯发动机有限公司 发动机气门落座速率信号检测装置及方法
WO2021011528A1 (en) 2019-07-15 2021-01-21 The Research Foundation For The State University Of New York Method for control of advanced combustion through split direct injection of high heat of vaporization fuel or water fuel mixtures
US11519352B2 (en) * 2019-08-26 2022-12-06 Kohler Co. Spark ignited single cylinder engine derate for overheat
JP2021076073A (ja) * 2019-11-11 2021-05-20 川崎重工業株式会社 ガスエンジンシステム
CN110821722B (zh) * 2019-11-22 2023-11-10 江苏大学 柴油/醇二元燃料发动机进气充量加热装置及控制方法
JP7272251B2 (ja) * 2019-12-05 2023-05-12 株式会社デンソー 内燃機関の駆動制御装置
US11143137B1 (en) 2020-06-03 2021-10-12 Caterpillar Inc. Engine system, combustion control system, and operating method with close-coupled early pilots and cylinder temperature control
CN111677585A (zh) * 2020-07-15 2020-09-18 房县忠意设备有限公司 一种气缸附带气囊及高压缩比的内燃机
KR20230072497A (ko) * 2020-09-29 2023-05-24 바르실라 핀랜드 오이 4행정 내연 피스톤 엔진의 작동 방법
CN112483267B (zh) * 2020-11-18 2023-03-28 中车工业研究院有限公司 均质预混合燃烧发动机及其控制方法
CN112963238B (zh) * 2021-02-26 2022-02-15 华中科技大学 一种基于绝热燃烧室和米勒循环的绝热内燃机燃烧系统
US11359590B1 (en) 2021-05-26 2022-06-14 Caterpillar Inc. Igniter for dual fuel engine having liquid fuel outlet checks and spark ignition source
TWI806190B (zh) * 2021-10-12 2023-06-21 輔人科技股份有限公司 氣壓微擾動感測系統
US11796129B1 (en) * 2022-03-04 2023-10-24 Eric Albert Fernandez Retrograde flow lubrication system
US11549451B1 (en) 2022-04-26 2023-01-10 Caterpillar Inc. Intake bypass for liquid fuel engine
US20240141844A1 (en) * 2022-10-31 2024-05-02 Deere & Company Work vehicle compression ignition power system having thermally stratified engine combustion chambers
CN118273798A (zh) * 2022-12-30 2024-07-02 比亚迪股份有限公司 发动机以及车辆

Family Cites Families (166)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1132581A (en) 1915-03-23 Automobil Construktions Ges M B H Deutsche Method of operating combustion-engines.
NL38145C (de) 1900-01-01
US608845A (en) 1898-08-09 Internal-combustion engine
NL75804C (de) 1900-01-01
US673160A (en) * 1898-04-06 1901-04-30 Diesel Motor Company Of America Method of igniting and regulating combustion for internal-combustion engines.
US1128463A (en) 1912-11-04 1915-02-16 Simon Lake Internal-combustion engine.
DE326994C (de) 1913-01-04 1920-10-06 Frank Preston Davies Verfahren zum Betriebe von Verbrennungsmotoren
CH86448A (de) 1918-05-14 1920-09-01 Daimler Motoren Arbeitsverfahren für Explosionskraftmaschinen.
DE332524C (de) 1919-06-21 1921-01-31 Fried Krupp Akt Ges Verbrennungskraftmaschine
DE481070C (de) 1921-12-23 1929-08-13 Corp Agricola Et Ind Sa Einrichtung zum Betriebe von Vergasermaschinen mit Verdichtung zweier Gemisch-ladungen und Selbstzuendung unter Verwendung von schwer entzuendlichem Gemisch als Hauptbetriebsstoff
US1707005A (en) 1927-01-08 1929-03-26 Edwin B Lapham Internal-combustion motor
GB334018A (en) 1929-07-13 1930-08-28 Daimler Benz Ag Improved means for regulating mixture-compression internal-combustion engines
GB372534A (en) 1931-04-20 1932-05-12 Gottfried Fuchs Method of ignition in mixture compressing internal combustion engine
US2146265A (en) 1935-06-28 1939-02-07 Union Oil Co Ignition lag control
US2183674A (en) 1935-09-12 1939-12-19 Erren Rudolf Arnold Internal combustion engine using hydrogen as fuel
US2199625A (en) 1937-06-11 1940-05-07 Fiala-Fernbrugg Benno Double-piston internal combustion engine
US2206571A (en) 1938-07-05 1940-07-02 Kinslow Engineering Corp Internal combustion engine
DE898094C (de) 1940-03-02 1953-11-26 Daimler Benz Ag Brennkraftmaschine
DE1020484B (de) 1941-02-25 1957-12-05 Bayerische Motoren Werke Ag Mit zwei Kraftstoffen betriebene Brennkraftmaschine nach dem Otto-Diesel-Verfahren
DE895393C (de) 1943-02-07 1953-11-02 Fahrzeugmotoren An Der Tech Ho Motorisches Gemischverdichtungsverfahren mit Selbstzuendung
FR903454A (fr) 1943-11-09 1945-10-05 Perfectionnements aux moteurs à explosions ou à combustion
US2400219A (en) 1944-12-15 1946-05-14 Worthington Pump & Mach Corp Dual fuel engine
US2400247A (en) 1945-03-14 1946-05-14 Worthington Pump & Mach Corp Internal-combustion engine
US2612880A (en) 1947-01-11 1952-10-07 Fairbanks Morse & Co Dual fuel engine
DE864476C (de) 1947-07-25 1953-01-26 Hermann Teegen Gemischverdichtende Zweitakt-Verbrennungskraftmaschine mit einstellbarer Kompression und Selbstzuendung
DE823233C (de) 1948-12-19 1951-12-03 Lohmann Werke A G Verfahren zum Betrieb von gemischverdichtenden, selbstzuendenden Zweitakt-Brennkraftmaschinen
DE820226C (de) 1949-02-10 1951-11-08 Lohmann Werke A G Gemischverdichtende, selbstzuendende Brennkraftmaschine
DE934798C (de) 1949-03-03 1955-11-03 Lohmann Werke Ag Gemischverdichtende Zweitakt-Brennkraftmaschine mit einstellbarer Kompression und Selbstzuendung
US2728643A (en) 1951-12-03 1955-12-27 Tide Water Associated Oil Comp Corrosion inhibited gasoline
US2728646A (en) 1952-04-01 1955-12-27 Tide Water Associated Oil Comp Gasoline containing corrosion inhibitor
US2728647A (en) 1952-04-01 1955-12-27 Tide Water Associated Oil Comp Gasoline with corrosion inhibitor
US2728644A (en) 1952-04-01 1955-12-27 Tide Water Associated Oil Comp Gasoline inhibited against corrosion
FR1137667A (fr) 1954-10-20 1957-06-03 Lohmann Werke A G Moteur à combustion interne
US2909159A (en) 1954-11-26 1959-10-20 Phillips Petroleum Co Dual fuel diesel engines
US2767691A (en) 1955-02-07 1956-10-23 Phillips Petroleum Co Dual-fuel engines and processes of operating same
US2896596A (en) 1957-06-21 1959-07-28 Abraham Erich Double piston internal combustion engine
US2986129A (en) 1957-10-10 1961-05-30 Citroen Sa Andre Method of injecting fuel continuously in internal combustion engines
US2977942A (en) 1958-07-02 1961-04-04 Texaco Development Corp Method of operating an internal combustion engine
US3230939A (en) 1963-02-04 1966-01-25 Goossak Lev Abramovich Method of prechamber-torch ignition in internal combustion engines
US3975900A (en) 1972-02-18 1976-08-24 Engelhard Minerals & Chemicals Corporation Method and apparatus for turbine system combustor temperature
US4185595A (en) 1972-08-24 1980-01-29 Siemens Aktiengesellschaft Method for the operation of internal combustion engines
US4179881A (en) 1973-02-28 1979-12-25 United Technologies Corporation Premix combustor assembly
US4030455A (en) 1973-06-04 1977-06-21 Eeck Philippe F Van Antipollution carburetor device for internal combustion engines
US4078377A (en) 1974-01-28 1978-03-14 Ford Motor Company Internally vaporizing low emission combustor
GB1491883A (en) 1974-05-24 1977-11-16 Yamaha Motor Co Ltd Four stroke internal combustion engine
US4271674A (en) 1974-10-17 1981-06-09 United Technologies Corporation Premix combustor assembly
FR2289738A2 (fr) 1974-10-30 1976-05-28 Engelhard Min & Chem Procede et appareillage d'obtention d'une combustion entretenue dans une turbine a gaz
US4010611A (en) 1974-12-17 1977-03-08 Zachery James E Compression-expansion power device
CS212763B2 (en) 1975-05-22 1982-03-26 Bosch Gmbh Robert Internal combustion engine
US4197701A (en) 1975-12-29 1980-04-15 Engelhard Minerals & Chemicals Corporation Method and apparatus for combusting carbonaceous fuel
US4091772A (en) 1976-05-14 1978-05-30 Cooper Industries, Inc. Internal combustion engine with delayed torch ignition of oil fuel charge
US4112826A (en) 1977-05-02 1978-09-12 General Motors Corporation Variable displacement reciprocating piston machine
GB2008191B (en) 1977-11-18 1982-05-12 Nippon Soken Uniflow two cycle internal combustion engines and methods of operating such engines
US4543917A (en) 1978-03-28 1985-10-01 Lapeyre James M Internal combustion engine
DE2831694A1 (de) 1978-07-19 1980-01-31 Walter Franke Verbrennungskraftmotor und zwischenflansch fuer einen solchen
JPS55119911A (en) 1979-03-12 1980-09-16 Toyota Motor Corp Combustion chamber of compression firing internal combustion engine
US4246757A (en) 1979-03-27 1981-01-27 General Electric Company Combustor including a cyclone prechamber and combustion process for gas turbines fired with liquid fuel
IN154391B (de) 1979-06-28 1984-10-20 Antonio Ruggeri
JPS569636A (en) * 1979-07-02 1981-01-31 Nissan Motor Co Ltd Temperature controller for internal combustion engine
DE3032656A1 (de) 1980-08-29 1982-04-29 Willibald 8000 München Hiemer Brennkraft-hubkolbenmaschinen
JPS57126534A (en) * 1981-01-29 1982-08-06 Nippon Denso Co Ltd Engine r.p.m. controlling method
US4414940A (en) 1981-04-13 1983-11-15 Loyd Robert W Conditioned compression ignition system for stratified charge engines
US4603674A (en) 1981-06-19 1986-08-05 Yanmar Diesel Engine Co., Ltd. Gas-diesel dual fuel engine
US4416229A (en) 1981-06-29 1983-11-22 Southwest Research Institute Fuel injection system for diesel engines
US4520766A (en) 1982-05-14 1985-06-04 Akeroyd Richard T Dual fuel valve
US4572133A (en) 1982-10-22 1986-02-25 Julius Bago High compression ratio and efficiency governed self-ignition internal combustion engine
US4499885A (en) 1982-11-02 1985-02-19 Weissenbach Joseph Supplemental system for fuel agency
US4499872A (en) 1983-01-10 1985-02-19 Combustion Electromagnetics, Inc. Ultra lean burn carburetted adiabatic engine
JPS59192823A (ja) 1983-04-16 1984-11-01 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 筒内燃料噴射式内燃機関
US4520765A (en) 1983-04-28 1985-06-04 Anthony Gerace Internal combustion engine and operating cycle therefor
US4635590A (en) 1983-04-28 1987-01-13 Anthony Gerace Internal combustion engine and operating cycle therefor
US4524730A (en) 1983-08-19 1985-06-25 Doellwood Financial, Inc. Method for improving fuel efficiency and reduced emissions in internal combustion engines
US4527516A (en) 1984-02-06 1985-07-09 Pro-Staff Overload Enterprises Limited Dual fuel engine
US4694802A (en) 1984-09-21 1987-09-22 Lowi Jr Alvin Compression ignition engine fumigation system
US4605166A (en) 1985-02-21 1986-08-12 Stanadyne, Inc. Accumulator injector
AU584439B2 (en) 1985-07-03 1989-05-25 William Michael Lynch Liquified petroleum gas fuelled two stroke engine
US4621603A (en) 1985-10-29 1986-11-11 General Motors Corporation Engine combustion control with fuel balancing by pressure ratio management
US4622939A (en) 1985-10-28 1986-11-18 General Motors Corporation Engine combustion control with ignition timing by pressure ratio management
US4624229A (en) 1985-10-29 1986-11-25 General Motors Corporation Engine combustion control with dilution flow by pressure ratio management
CH669015A5 (de) 1986-02-12 1989-02-15 Sulzer Ag Einrichtung zum wahlweisen einspritzen von dieseloel und zuendoel in den brennraum einer mit dieseloel oder mit gas als hauptbrennstoff betriebenen hubkolbenbrennkraftmaschine.
DE3633512A1 (de) 1986-10-02 1988-04-14 Kloeckner Humboldt Deutz Ag Luftvorwaermvorrichtung fuer eine brennkraftmaschine
AT398606B (de) 1986-12-12 1995-01-25 Avl Verbrennungskraft Messtech Luftverdichtende, ventilgesteuerte brennkraftmaschine
US4708094A (en) 1986-12-15 1987-11-24 Cooper Industries Fuel control system for dual fuel engines
JPS63251805A (ja) 1987-04-08 1988-10-19 Hitachi Ltd エンジンの状態別適応制御方式
US4768481A (en) 1987-07-24 1988-09-06 Southwest Research Institute Process and engine using compression ignition of a homogeneous fuel-air mixture
JPH0180671U (de) 1987-11-18 1989-05-30
US4831993A (en) 1987-12-28 1989-05-23 Erik Kelgard Method of operating carburetted dual-fuel engines with diesel pilot oil injection
JPH0826772B2 (ja) 1988-02-26 1996-03-21 トヨタ自動車株式会社 火花点火筒内噴射エンジン
US5123397A (en) 1988-07-29 1992-06-23 North American Philips Corporation Vehicle management computer
US4838213A (en) 1988-08-08 1989-06-13 Anthony Gerace Thermal ignition method and apparatus for internal combustion engines
US4955328A (en) 1988-08-19 1990-09-11 Standard Oil Company Leading piston engine with two cylinders interconnected through a transfer port
JPH0737789B2 (ja) 1988-10-17 1995-04-26 株式会社日立製作所 複数気筒エンジンの電子式制御装置
US5274559A (en) 1988-10-19 1993-12-28 Hitachi, Ltd. Method for predicting a future value of measurement data and for controlling engine fuel injection based thereon
EP0371759A3 (de) 1988-11-29 1990-08-22 The University Of British Columbia Einspritzer-Verdichter für gasförmigen Brennstoff für Verdrängermaschinen
US4924828A (en) 1989-02-24 1990-05-15 The Regents Of The University Of California Method and system for controlled combustion engines
US4932379A (en) 1989-05-01 1990-06-12 General Motors Corporation Method for detecting engine misfire and for fuel control
GB8915352D0 (en) 1989-07-04 1989-08-23 Ortech Corp Dual fuel natural gas/diesel 2-stroke engine
FI84749C (fi) 1989-09-26 1992-01-10 Waertsilae Diesel Int Foerbaettrad gasbraensle utnyttjande foerbraenningsprocess vid kolvfoerbraenningsmotorer och anordning foer aostadkommande av en saodan process.
US4966103A (en) 1989-11-09 1990-10-30 Cooper Industries, Inc. Combustion system for dual fuel engine
US5012777A (en) 1990-01-12 1991-05-07 Baker Quentin A Internal combustion engine
FR2658240B1 (fr) 1990-02-13 1994-07-08 Melchior Technologie Snc Perfectionnements aux moteurs a combustion interne a deux temps, a allumage par compression de type diesel.
US5050571A (en) 1990-02-26 1991-09-24 Constantin Daniels Diesel fuel conversion means for spark-ignition engines
US5156002A (en) 1990-03-05 1992-10-20 Rolf J. Mowill Low emissions gas turbine combustor
US5186005A (en) * 1990-03-09 1993-02-16 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Internal combustion engine with a dual turbocharger system
JP2861233B2 (ja) 1990-04-11 1999-02-24 トヨタ自動車株式会社 筒内直接噴射式火花点火機関の機関制御装置
US5046473A (en) * 1990-04-19 1991-09-10 Onan Corporation Automatic air intake temperature regulator apparatus and method
JP2712760B2 (ja) 1990-05-29 1998-02-16 トヨタ自動車株式会社 燃料噴射弁
US5103645A (en) * 1990-06-22 1992-04-14 Thermon Manufacturing Company Internal combustion engine and method
US5050550A (en) 1990-07-11 1991-09-24 Litang Gao Hybrid step combustion system
US5139002A (en) 1990-10-30 1992-08-18 Hydrogen Consultants, Inc. Special purpose blends of hydrogen and natural gas
US5092305A (en) 1990-11-26 1992-03-03 Gas Research Institute Apparatus and method for providing an alternative fuel system for engines
JP3183896B2 (ja) 1990-12-14 2001-07-09 ヤマハ発動機株式会社 筒内噴射式２サイクルエンジンの空気燃料噴射装置
JPH04219445A (ja) 1990-12-17 1992-08-10 Toyota Motor Corp 多気筒内燃機関の燃料噴射制御装置
JP3009231B2 (ja) 1991-01-24 2000-02-14 ヤマハ発動機株式会社 層状燃焼エンジン
US5174111A (en) * 1991-01-31 1992-12-29 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Exhaust gas purification system for an internal combustion engine
FR2675208B1 (fr) 1991-04-12 1993-06-11 Semt Pielstick Procede d'injection de combustibles pour un moteur diesel utilisant une injection pilote.
US5119780A (en) 1991-06-11 1992-06-09 Southwest Research Institute Staged direct injection diesel engine
US5425233A (en) 1991-06-12 1995-06-20 Ford Motor Company Operation of an internal combustion engine
FR2679604B1 (fr) 1991-07-25 1993-10-22 Ateliers Const Innovations Moteur a explosion sans embiellage ni villebrequin du type cylindres en etoile.
US5269144A (en) * 1991-09-10 1993-12-14 Detroit Diesel Corporation Methanol fueled turbocharged diesel cycle internal combustion engine
JP2531322B2 (ja) 1991-09-13 1996-09-04 トヨタ自動車株式会社 内燃機関
US5148776A (en) 1991-09-23 1992-09-22 Connor Michael J Coordinated water and fuel injection system
ZA928141B (en) 1991-10-23 1993-04-29 Transcom Gas Tech Gas delivery system.
US5213067A (en) 1991-12-19 1993-05-25 Kramer Louis E Internal combustion engine
US5271357A (en) 1992-01-24 1993-12-21 General Electric Company Method of combustion for dual fuel engine
US5224457A (en) 1992-02-28 1993-07-06 Deere & Company Dual fuel electronic control system
SK283748B6 (sk) 1992-07-02 2004-01-08 Coventry University Spaľovací motor
US5265562A (en) 1992-07-27 1993-11-30 Kruse Douglas C Internal combustion engine with limited temperature cycle
US5237812A (en) 1992-10-07 1993-08-24 Westinghouse Electric Corp. Auto-ignition system for premixed gas turbine combustors
JP2835676B2 (ja) 1993-04-05 1998-12-14 株式会社ユニシアジェックス 内燃機関の空燃比制御装置
GB2277776B (en) 1993-04-14 1997-03-19 John Heath Greenhough Compression ignition engine
US5467757A (en) 1993-08-20 1995-11-21 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Compression-ignition type engine and combustion method of same
US5404841A (en) 1993-08-30 1995-04-11 Valentine; James M. Reduction of nitrogen oxides emissions from diesel engines
US5365902A (en) 1993-09-10 1994-11-22 General Electric Company Method and apparatus for introducing fuel into a duel fuel system using the H-combustion process
FR2711185B1 (fr) 1993-10-12 1996-01-05 Inst Francais Du Petrole Système d'acquisition et de traitement instantané de données pour le contrôle d'un moteur à combustion interne.
US5592919A (en) 1993-12-17 1997-01-14 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Electronic control system for an engine and the method thereof
US5457955A (en) 1994-03-07 1995-10-17 Costello; Burton W. Fluid purification with isolation chambers
RU2066381C1 (ru) 1994-03-16 1996-09-10 Киреев Владимир Николаевич Способ работы двухтактного компрессионного роторного двигателя внутреннего сгорания с самоустанавливающейся степенью сжатия
US5551236A (en) * 1994-05-02 1996-09-03 Dresser Industries, Inc. Turbocharger control management system
US5450829A (en) 1994-05-03 1995-09-19 Servojet Products International Electronically controlled pilot fuel injection of compression ignition engines
US5692481A (en) 1994-05-18 1997-12-02 Lockheed Corporation Method and apparatus for reducing contaminants in exhaust gases of an engine
US5806305A (en) 1994-05-18 1998-09-15 Lockheed Martin Corporation Method and apparatus for reducing pollutants
US5515829A (en) 1994-05-20 1996-05-14 Caterpillar Inc. Variable-displacement actuating fluid pump for a HEUI fuel system
JP3558370B2 (ja) 1994-06-07 2004-08-25 株式会社豊田中央研究所 圧縮着火式ガソリン機関
US5476072A (en) 1994-11-14 1995-12-19 Guy; Evan Fuel tolerant combustion engine with reduced knock sensitivity
US5526786A (en) 1995-01-23 1996-06-18 Servojet Products International Dual fuel engine having governor controlled pilot fuel injection system
US5549087A (en) 1995-04-27 1996-08-27 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Combined cycle engine
DE19519663A1 (de) 1995-05-30 1996-05-15 Daimler Benz Ag Verfahren zum Betrieb eines Verbrennungsmotors mit Selbstzündung
US5813232A (en) 1995-06-05 1998-09-29 Allison Engine Company, Inc. Dry low emission combustor for gas turbine engines
US5595163A (en) * 1995-06-06 1997-01-21 Hitachi America, Ltd. Apparatus and method for controlling the fuel supply of a gas-fueled engine
CA2154011C (en) 1995-07-17 1999-06-08 Gerhard O. Klopp Exhaust gas recirculation system for a compression ignition engine and a method of controlling exhaust gas recirculation in a compression ignition engine
JPH0949452A (ja) * 1995-08-08 1997-02-18 Unisia Jecs Corp 内燃機関の制御装置
DE69727417T2 (de) * 1996-04-23 2004-12-16 Toyota Jidosha K.K., Toyota Selbstzündende Brennkraftmaschine
DE19621297C1 (de) 1996-05-28 1997-12-04 Man B & W Diesel Ag Einrichtung zur Steuerung/Regelung der Zündöl-Einspritzung eines Gasmotors
GB9611235D0 (en) 1996-05-30 1996-07-31 Rolls Royce Plc A gas turbine engine combustion chamber and a method of operation thereof
US5863413A (en) 1996-06-28 1999-01-26 Litex, Inc. Method for using hydroxyl radical to reduce pollutants in the exhaust gases from the combustion of a fuel
JPH1030468A (ja) 1996-07-15 1998-02-03 Fuji Heavy Ind Ltd 筒内噴射エンジンの燃焼制御装置
GEP20032872B (en) * 1996-07-17 2003-01-27 Clyde C Bryant Internal Combustion Engine and Method for its Work
US5713328A (en) 1997-03-31 1998-02-03 Ford Global Technologies, Inc. Spark ignited internal combustion engine with multiple event fuel injection
US5875743A (en) 1997-07-28 1999-03-02 Southwest Research Institute Apparatus and method for reducing emissions in a dual combustion mode diesel engine
US5832880A (en) 1997-07-28 1998-11-10 Southwest Research Institute Apparatus and method for controlling homogeneous charge compression ignition combustion in diesel engines
US5890459A (en) 1997-09-12 1999-04-06 Southwest Research Institute System and method for a dual fuel, direct injection combustion engine
DE19804988C1 (de) 1998-02-07 1999-06-10 Daimler Chrysler Ag Verfahren zum Betrieb eines im Viertakt arbeitenden Verbrennungsmotors
DE19804983C2 (de) 1998-02-07 2003-04-24 Daimler Chrysler Ag Verfahren zum Betrieb eines im Viertakt arbeitenden Verbrennungsmotors
DE19810935C2 (de) 1998-03-13 2000-03-30 Daimler Chrysler Ag Verfahren zum Betrieb einer im Viertakt arbeitenden Hubkolben-Brennkraftmaschine
DE19818596C5 (de) 1998-04-25 2006-06-29 Daimlerchrysler Ag Verfahren zum Betrieb einer im Viertakt arbeitenden Hubkolbenbrennkraftmaschine

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9850828B2 (en) 2013-10-29 2017-12-26 Mazda Motor Corporation Control device for compression ignition-type engine
DE112014004939B4 (de) 2013-10-29 2018-03-08 Mazda Motor Corporation Steuervorrichtung für Kompressionszündungsmotor
DE102016008916B4 (de) 2015-07-22 2022-04-14 Mazda Motor Corporation Mit Vormischungsbeschickung und Kompressionszündung arbeitender Motor, Steuer- bzw. Regeleinrichtung hierfür, Verfahren zum Steuern bzw. Regeln eines Motors und Computerprogrammerzeugnis
DE102016205667A1 (de) * 2016-04-06 2017-10-12 Robert Bosch Gmbh Einspritzanordnung zur Einspritzung von Wasser und Kraftstoff
DE102019113884A1 (de) * 2019-05-24 2020-11-26 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verfahren und Steuereinheit zum Betrieb eines Verbrennungsmotors
RU214066U1 (ru) * 2022-05-30 2022-10-11 Денис Викторович Шабалин Турбокомпрессор дизельного двигателя военной гусеничной машины с устройством для разгона ротора

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Publication number Publication date
CN1292153C (zh) 2006-12-27
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EP0983433B1 (de) 2007-05-16
JP2000513788A (ja) 2000-10-17
EP0983433A1 (de) 2000-03-08
JP3421059B2 (ja) 2003-06-30

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