EP3510266A1 - Brennkraftmaschine und verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine - Google Patents

Brennkraftmaschine und verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine

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Publication number
EP3510266A1
EP3510266A1 EP17751347.0A EP17751347A EP3510266A1 EP 3510266 A1 EP3510266 A1 EP 3510266A1 EP 17751347 A EP17751347 A EP 17751347A EP 3510266 A1 EP3510266 A1 EP 3510266A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
exhaust
exhaust gas
internal combustion
combustion engine
turbine
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP17751347.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Christopher Gessenhardt
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Volkswagen AG
Original Assignee
Volkswagen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Volkswagen AG filed Critical Volkswagen AG
Publication of EP3510266A1 publication Critical patent/EP3510266A1/de
Pending legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/02—Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
    • F02B37/025—Multiple scrolls or multiple gas passages guiding the gas to the pump drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0242—Variable control of the exhaust valves only
    • F02D13/0249—Variable control of the exhaust valves only changing the valve timing only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0257—Independent control of two or more intake or exhaust valves respectively, i.e. one of two intake valves remains closed or is opened partially while the other is fully opened
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine and a method for operating such an internal combustion engine.
  • Turbine runner be initiated. Since, even with a combination of separate exhaust gas flows and twin scroll turbine, the individual exhaust gas flows through only a portion of the flow volumes provided by the exhaust gas flows and the exhaust gas turbine (inlet side), such a combination also leads to an increased exhaust back pressure, which, however, usually is slightly less than a segment turbine.
  • DE 10 2014 007 310 A1 is an internal combustion engine with an even number of cylinders having internal combustion engine and with an exhaust line, in a
  • Twinscroll- or segmented turbine is integrated disclosed.
  • Each cylinder is a first, closable by means of an exhaust valve outlet opening and a second by means of a
  • Outlet valve associated closable outlet opening wherein the second outlet openings are larger than the first outlet openings.
  • the first outlet openings of a first half of the cylinders and the second outlet openings of the second half of the cylinders are connected to the twin scroll or segment turbine via a first exhaust gas flow of the exhaust gas line, while the second outlet openings of the first half of the cylinders and the first outlet openings of the second half of the cylinders are connected via a second exhaust gas flow of the exhaust line to the twinscroll or segment turbine.
  • either the first or the second outlet openings are to be kept permanently closed by means of the outlet valves associated therewith.
  • From WO 2014/195256 A1 is an internal combustion engine with two exhaust valves each
  • Combustion chamber known at the first exhaust ducts via a first exhaust gas flow and second
  • Outlet passages are connected via a second exhaust gas flow to an exhaust gas turbine of an exhaust gas turbocharger.
  • the two exhaust gas flows are connected to geometrically different sections of the exhaust gas turbine.
  • EP 2 620 631 A1 describes an internal combustion engine having two exhaust valves per combustion chamber, in which first exhaust passages are connected via a first exhaust gas flow to an exhaust gas turbocharger of an exhaust gas turbocharger and second exhaust passages are connected via a second exhaust gas flow to a bypass to the exhaust gas turbine.
  • EP 2,198,888 A2 discloses a bi-turbo internal combustion engine with a
  • Outlet valves of the combustion chambers are actuated with phase offset.
  • the exhaust ducts which can be closed via first exhaust valves of the combustion chambers are connected to the turbine of a first exhaust gas turbocharger via a first exhaust gas flow and the exhaust ducts which can be closed via second exhaust valves of the combustion chambers are connected to the turbine of a second exhaust gas turbocharger via a second exhaust gas flow.
  • the invention had the object of specifying a charged by means of an exhaust gas turbocharger internal combustion engine, in which the problem of crosstalk of a
  • Exhaust stroke of an exhaust gas emitting combustion chamber is eliminated as far as possible to the other combustion chambers.
  • an internal combustion engine with an internal combustion engine a
  • the exhaust valves are actuated by means of a valve train.
  • a first of the exhaust valves of the (all) combustion chambers is via a (first exhaust valves common) first exhaust gas flow
  • a second of the exhaust valves of the (all) combustion chambers is via a (common to the second exhaust valves) second exhaust gas flow of the exhaust gas line with the exhaust gas turbine in exhaust gas conducting connection.
  • valve drive is designed such that it
  • the first exhaust valves and the second exhaust valves are each actuated with an opening duration which is less than or equal to the firing interval of the combustion chambers, and
  • Combustion engine an exhaust system and an exhaust gas turbine integrated into the exhaust line, wherein the internal combustion engine forms at least two combustion chambers, each of which at least two exhaust valves are assigned, and wherein the exhaust valves are actuated by a valve train, wherein the combustion chambers associated first exhaust valves via a common first exhaust gas flow and the combustion chambers associated second exhaust valves via a common second exhaust gas flow of the exhaust line with the exhaust gas turbine are in exhaust gas conductively connected, according to the invention is characterized in that
  • the first exhaust valves and the second exhaust valves are each operated with an opening duration which is smaller than the firing interval of the combustion chambers or corresponds to this maximum
  • Phase offset to each other are actuated.
  • the method according to the invention may preferably be provided such that the phase offset is dimensioned such that the valve lift curves of the outlet valves associated with a combustion chamber still overlap, in particular by at least 50% of the respective opening duration.
  • the invention is based on the idea of assigning each combustion chamber of the internal combustion engine at least two exhaust valves, wherein in each case a first exhaust valve and a second exhaust valve of the individual combustion chambers from each other separate exhaust gas are assigned, which are as far as possible separated out and in particular only in the transition into a turbine wheel receiving impeller space of the exhaust gas turbine are brought together again. Due to the separated exhaust gas flows, a crosstalk of an exhaust pulse of a combustion chamber emitting exhaust gas to the remaining combustion chambers can in principle be kept low. Since, however, in an internal combustion engine according to the invention, all of the combustion chambers are connected to each of the exhaust gas flows via at least one exhaust valve, the possibility of crosstalk which continues to exist is thereby minimized according to the invention in that the opening duration of the individual
  • Exhaust valves is dimensioned so short that a crosstalk between the combustion chambers is largely prevented over all exhaust valves each associated exhaust valves.
  • a phase shift for the opening times of the first exhaust valve and the second exhaust valve of the individual combustion chambers is provided according to the invention, so that through the combination of the staggered opening times of the two exhaust valves for the individual combustion chambers results in a sufficiently long overall opening duration.
  • the exhaust gas ejected from the individual combustion chambers per exhaust stroke is guided via both flow volumes made available by the two exhaust gas flows to the exhaust gas turbine where it is introduced into the turbine runner, whereby the lowest possible exhaust back pressure caused by the exhaust gas turbine can be achieved.
  • the opening duration of the individual exhaust valves is then dimensioned sufficiently short in order to avoid crosstalk within the individual exhaust-gas floods if this is smaller than or equal to the maximum (uniform) firing interval of the combustion chambers.
  • the opening duration of the individual exhaust valves may also be greater than the ignition interval if a relevant crosstalk within the individual exhaust gas floods can be accepted. It basically applies that the crosstalk is the lower, the closer the
  • Opening duration at the firing interval lying is dimensioned.
  • firing interval is the angular range, based on the rotation of an output shaft and in particular a crankshaft of the internal combustion engine understood, which results from the fact that the rotation angle of the output shaft, this principle performs between two desired firing processes in each of the combustion chambers, by the number
  • the angle of rotation of the crankshaft (output shaft), which this principle performs between two desired combustion processes in each of the combustion chambers is 720 °
  • the ignition interval is "only" 120 ° CA.
  • the ignition distance is 240 ° KW.
  • Opening period provided which may be greater than 180 ° KW and regularly up to 260 ° KW. It follows that the invention can be particularly preferably used in an internal combustion engine and in particular reciprocating engine, which has at least four and therefore in particular exactly four, five, six, eight, ten, twelve or sixteen combustion chambers, because then the ignition distance is inherently so small that in principle the problem of crosstalk between the combustion chambers can be relevant.
  • an internal combustion engine and in particular reciprocating engine which has at least four and therefore in particular exactly four, five, six, eight, ten, twelve or sixteen combustion chambers, because then the ignition distance is inherently so small that in principle the problem of crosstalk between the combustion chambers can be relevant.
  • an internal combustion engine with only three combustion chambers can already be relatively problematic as a result of the relatively large ignition interval, and it is not excluded that an embodiment according to the invention can also be advantageous in such an internal combustion engine.
  • opening period is understood to mean the complete opening period resulting from the fact that an outlet valve is moved with the aim of opening.
  • the very flat rising or falling sections should also be used at the beginning and at the end Valve lift curve includes.
  • An internal combustion engine according to the invention can basically still have one
  • Fresh gas can be supplied.
  • the fresh gas can then be mixed in the combustion chambers or previously with a fuel to an ignitable fresh gas-fuel mixture train.
  • the internal combustion engine can in particular be charged and accordingly have a compressor integrated into the fresh gas train for compression of the fresh gas.
  • the compressor and the exhaust gas turbine of an internal combustion engine according to the invention may in particular be components of an exhaust gas turbocharger, in which a rotation of a turbine wheel of the turbine is transmitted directly or indirectly, in particular via a shaft, to a compressor impeller of the compressor, wherein this rotation of the compressor impeller the compression of the fresh gas causes.
  • the exhaust gas turbine is a segment turbine or a twin scroll turbine, because these are absorbed by the turbine runner as a result of a transition only at the transition
  • Impeller space of the exhaust gas taking place merging of the two exhaust gas flows keep a crosstalk between the guided over the exhaust gas flows exhaust gas flows as low as possible.
  • the use of a segment turbine may be particularly preferably provided, since in a segment turbine in comparison to a twin scroll turbine, an introduction of the guided over the exhaust gas flows exhaust flows takes place in at least partially and preferably completely different peripheral portions of the turbine wheel.
  • phase offset is between 50 ° CA and 70 ° CA and particularly preferably about 60 ° CA.
  • phase offset can prove to be advantageous, in particular in the case of an internal combustion engine having four combustion chambers, in spite of the comparatively short opening duration of the individual exhaust valves as a result of optimally sized total opening duration for each combustion chamber
  • the phase offset is tended to be greater than for an internal combustion engine having four combustion chambers because, as a result of the shorter ignition intervals, the opening duration of the individual exhaust valves is also selected to be shorter or should be selected.
  • an internal combustion engine may further be preferably provided an embodiment such that exhaust gas mass flows per exhaust stroke for a (each) combustion chamber on the first exhaust gas flow (as a result of opening the first exhaust valves) on the one hand and the second exhaust gas flow (due to opening of the second exhaust valves) on the other hand, are as equal as possible.
  • This can be on the one hand with regard to the achievement the lowest possible exhaust gas back pressure advantageous effect.
  • this can have a particularly advantageous effect when using a segmented turbine as an exhaust gas turbine of an internal combustion engine according to the invention, since in this way radial alternating loads for the turbine runner of the segmented turbine can be avoided or minimized. Namely, such radial load cells could be over at the various
  • Exhaust gas mass flow through the first opened exhaust valve compared to the only subsequently opened exhaust valve can lead.
  • the term "interpretation" according to the invention is widely understood and is therefore not merely a geometric
  • this also includes an interpretation of the respective opening duration and / or the (maximum) opening stroke.
  • the opening duration and / or the opening stroke of the first exhaust valve and the second exhaust valve are different and / or the average (that is to say the averaged over the longitudinal extents of the exhaust gas) flow cross sections and / or
  • an internal combustion engine in a preferred embodiment of an internal combustion engine according to the invention can also be provided that the engine is a gasoline engine, because in such a gasoline engine crosstalk between the combustion chambers and / or increased exhaust back pressure can have a particularly negative effect.
  • a pronounced crosstalk and a relatively large exhaust backpressure in each case result in an increased residual gas rate in the combustion chambers, which in a gasoline engine to an increased tendency to knock and consequent, especially because then usual anti-knock measures, such as a retardation of the ignition angle, would have to be initiated , can lead to a deterioration of the efficiency and the power generated by the gasoline engine.
  • Components are thus to be understood that they are present at least once and may be present more than once.
  • FIG. 1 shows an internal combustion engine according to the invention in a schematic representation
  • FIG. 2 shows a diagram of exemplary curves for the valve lifts (H) of the intake valves and the exhaust valves and for the thereby caused
  • Fig. 1 shows a schematic representation of an internal combustion engine according to the invention with a running on the Otto principle internal combustion engine 10 (gasoline engine), as
  • Reciprocating engine with four cylinders 12 is formed.
  • the cylinders 12, together with pistons (not shown) guided therein and downwards, and a cylinder head (not shown) define combustion chambers 14 in which fresh gas (air) is combusted together with fuel during operation of the internal combustion engine (ignition sequence 1-4-2-3 ).
  • the fuel is injected, controlled by a control device 16 (engine control), by means of injectors 18 directly into the combustion chambers 14.
  • the burning of the fuel-fresh gas mixture leads to cyclical upward and downward movements of the piston, which in turn in a known manner via connecting rods, not shown, (not shown) on a crankshaft, also not shown be transferred, whereby the crankshaft is driven in rotation.
  • the fresh gas is supplied to the engine 10 via a fresh gas train and to a via
  • Compressor 22 by means of an exhaust gas turbine 26 of the exhaust gas turbocharger, which in a
  • Exhaust line of the internal combustion engine is integrated. Exhaust gas, which has formed during the combustion of the fuel fresh gas mixture in the combustion chambers 14 of the internal combustion engine 10, is discharged via the exhaust line from the internal combustion engine 10 and flows through the exhaust gas turbine 26. This results in a known manner to a rotating drive of a turbine runner 28th which is non-rotatably connected via a shaft 30 to a compressor impeller (not shown) of the compressor 22. The rotary drive of the turbine runner 28 is thereby transmitted to the compressor runner.
  • Downstream of the compressor 22 is in the charge air passage, i. in the located between the compressor 22 and the engine 10 portion of the fresh gas line, a likewise controllable by the control device 16 control valve 32 (throttle) integrated.
  • the housing 34 formed spirally guided and separated from each other inlet channels 36, each radially outwardly (with respect to a rotation axis 38 of the turbine runner 28) in the turbine wheel 28 receiving impeller space 40 of the exhaust gas turbine 26, wherein the mouths of the inlet channels 36 each cover a peripheral portion of nearly 180 ° of the impeller space 40 and thus also rotatably mounted therein the turbine impeller 28 and centers of the orifices are located in a radial plane.
  • the circumferential sections of the openings of the inlet channels 36 are arranged offset by 180 ° to each other, so that together cover substantially the entire circumference of the impeller space 40 and thus also of the turbine wheel 28.
  • Each of the inlet channels 36 of the exhaust gas turbine 26 represents a portion of an exhaust gas flow 42, 44.
  • the exhaust gas flows 42, 44 form a portion of the exhaust gas line and connect the combustion chambers 14 of the internal combustion engine 10 fluidically with the impeller space 40 of FIG.
  • Exhaust gas turbine 26 wherein a first exhaust gas flow 42, the combustion chambers 14 via a respective first exhaust valve 46 of each combustion chamber 14 with one of the inlet channels 36 and a second Exhaust gas flow 44 connects the combustion chambers 14 via a respective second outlet valve 48 of each combustion chamber 14 with the other of the inlet channels 36.
  • the exhaust valves 46, 48 as well as the intake valves 50 may be formed in a known manner as poppet valves, the spring-loaded one in the cylinder head of the
  • FIG. 2 shows in a diagram for an inventive internal combustion engine according to FIG. 1 exemplary curves curves for the valve lifts (H) of the intake valves 46, 48 and the exhaust valves 50, which are the same for all of the different combustion chambers 14 gas exchange valves, and for fresh gas and exhaust gas mass flow (GMS) caused by the valve lift above the relative rotational angle of the crankshaft (° CA).
  • H valve lifts
  • GMS fresh gas and exhaust gas mass flow
  • the two exhaust valves 46, 48 (valve lift curves 52, 54) associated with each of the combustion chambers 14 are each actuated with an opening duration that is approximately 180 ° CA
  • the operating times of the two associated with a combustion chamber 14 Outlet valves 46, 48 also have a phase offset of about 60 ° CA in the present embodiment.
  • Combustion chambers 14 is required and approximately the opening duration of the intake valves 50th
  • Exhaust pulses within the two exhaust gas flows 42, 44 is effectively suppressed.
  • the completely separated exhaust gas flows 42, 44 cause a separation of the guided through these exhaust gas streams until they enter the turbine runner 28 and these exhaust flows due to the design of the exhaust gas turbine 26 as a segment turbine also flow into different peripheral sections of the turbine wheel 28, is also a crosstalk of exhaust pulses between the two exhaust gas flows 42, 44 avoided, so that no total or only a very low crosstalk for the internal combustion engine according to the invention can be realized.
  • the exhaust backpressure generated by the exhaust gas turbine 26 is comparatively low, because through the opening of both
  • the exhaust gas ejected thereby can flow through the entire available flow volumes of the two exhaust gas flows 42, 44 and the exhaust gas turbine 26.
  • the maximum value of the exhaust gas mass flow conducted via the second exhaust ducts as a result of opening the respective second (later opening) exhaust valves 48 is due to an opening of the second exhaust valve 48 present significantly reduced pressure levels in the associated combustion chamber 14 well below the maximum value for the exhaust gas mass flow caused by the opening of the first exhaust valve 46.
  • valve lift curves 52, 54 could cause the exhaust stroke with substantially identical design of the two exhaust gas flows 42, 44 that on average a higher exhaust gas mass flow per exhaust stroke of a combustion chamber 14 via the first exhaust gas flow 42 in
  • the mean flow cross section, which the first exhaust gas flow 42 has, is smaller than that of the second exhaust gas flow 44 dimension, whereby the first exhaust gas flow 42 tends to be higher

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Abstract

Eine Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor (10), einem Abgasstrang und einer in den Abgasstrang integrierten Abgasturbine (26), wobei der Verbrennungsmotor (10) mindestens zwei Brennräume (14) ausbildet, denen jeweils mindestens zwei Auslassventile (46, 48) zugeordnet sind, und wobei die Auslassventile (46, 48) mittels eines Ventiltriebs betätigbar sind, wobei den Brennräumen (14) zugeordnete erste Auslassventile (46) über eine gemeinsame erste Abgasflut (42) und den Brennräumen (14) zugeordnete zweite Auslassventile (48) über eine gemeinsame zweite Abgasflut (44) des Abgasstrangs mit der Abgasturbine (26) in Abgas leitender Verbindung stehen, ist dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb derart ausgebildet ist, dass dieser - die ersten Auslassventile (46) und die zweiten Auslassventile (48) mit jeweils einer Öffnungsdauer betätigt, die kleiner als der Zündabstand der Brennräume (14) ist oder diesem maximal entspricht, und - das erste Auslassventil (46) und das zweite Auslassventil (48) jedes Brennraums (14) mit einem Phasenversatz zueinander betätigt.

Description

Beschreibung
Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine sowie ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Brennkraftmaschine.
Bei aufgeladenen Brennkraftmaschinen mit mehrzylindrigen Verbrennungsmotoren führt ein gemeinsamer Abgassammler des Abgasstrangs, der die Auslasskanäle mit der Abgasturbine verbindet, zu einem sogenannten Übersprechen eines Auslassstoßes eines Abgas
ausstoßenden Brennraums auf die übrigen Zylinder. Dies kann vor allem bei einem Betrieb des Verbrennungsmotors mit erhöhter Last zu einer unerwünschten Beeinflussung des
Betriebsverhaltens führen, da es zum Rückströmen von Abgas aus dem Abgassammler in die Brennräume kommen kann. Dies kann mit einer erhöhten Restgasrate in diesen Brennräumen und somit beispielsweise bei Ottomotoren mit einer erhöhten Klopfneigung und daraus folgend einer Reduzierung des Verbrennungswirkungsgrads und des erzeugbaren Drehmomentes verbunden sein.
Bei Brennkraftmaschinen mit Abgasturbolader und getrennten Abgasfluten, die jeweils nur einen Teil der Brennräume mit der Abgasturbine des Abgasturboladers verbinden, hängt die Stärke des Übersprechens in einem erheblichen Maße von der Ausführung der Abgasturbine ab. Eine Segmentturbinen ermöglicht beispielsweise eine signifikante Reduzierung des
Übersprechens im Vergleich zu einer Kombination einer einfachen Abgasflut mit einer konventionellen Abgasturbine, weil ein Zusammenführen der über die verschiedenen
Abgasfluten geführten Abgasströme erst in den Turbinenlaufrädern der Segmentturbinen erfolgt, wobei die Abgasströme zudem in unterschiedlichen, in der Regel um 180° bezüglich der Rotationsachsen versetzten Umfangsabschnitten der Turbinenlaufräder in diese eingeleitet werden. Segmentturbinen bewirken jedoch bei einer Kombination mit getrennten Abgasfluten prinzipbedingt einen hohen Abgasgegendruck, da die in den einzelnen Auslasstakten aus den Brennräumen ausgeschobenen Abgasmengen jeweils nur einen Teil der von den Abgasfluten und der Abgasturbine insgesamt bereit gestellten Strömungsvolumina durchströmen. Aus hohen Abgasgegendrücken resultieren in der Regel hohe Ausschiebeverluste, erhöhte
Restgasraten und dadurch bedingt erhöhte Klopfneigungen der Verbrennungsmotoren. Eine Verwendung getrennter Abgasfluten in Kombination mit einer Twinscroll-Turbine eines Abgasturboladers ermöglicht ebenfalls eine Reduzierung des Übersprechens zwischen den Brennräumen; dies jedoch in einem im Vergleich zu einer Segmentturbine geringeren Maße, weil bei Twinscroll-Abgasturboladern die separierten Abgasströme lediglich axial bezüglich der Rotationsachse des Turbinenlaufrads versetzt, gleichzeitig jedoch jeweils in der Regel über (annähernd) den vollen Umfangs des Turbinenlaufrads und folglich parallel in das
Turbinenlaufrad eingeleitet werden. Da auch bei einer Kombination aus getrennten Abgasfluten und Twinscroll-Turbine die einzelnen Abgasströme nur einen Teil der von den Abgasfluten und der Abgasturbine (einlassseitig) insgesamt zur Verfügung gestellten Strömungsvolumina durchströmen, führt eine solche Kombination ebenfalls zu einem erhöhten Abgasgegendruck, der jedoch in der Regel etwas geringer als bei einer Segmentturbine ist.
Es besteht die Möglichkeit, bei einer Brennkraftmaschine mit getrennten Abgasfluten und Segmentturbine den Abgasgegendruck in Abhängigkeit von dem Betriebszustand des
Verbrennungsmotors auf ein Maß zu reduzieren, das für Twinscroll-Turbinen typisch ist, indem eine Verbindungsleitung zwischen den Abgasfluten mittels eines dafür vorgesehenen Ventils bedarfsweise geöffnet wird. Die einzelnen Abgasströme können dann über den gesamten Umfang in das Turbinenlaufrad einströmen. Bei geöffneter Verbindungsleitung ist infolge einer relativ nah an den Auslasskanälen des Verbrennungsmotors liegenden fluidleitenden
Verbindung zwischen den Abgasfluten das Übersprechen zwischen den Zylindern dann jedoch erheblich.
In der DE 10 2014 007 310 A1 ist eine Brennkraftmaschine mit einem eine gerade Anzahl von Zylindern aufweisenden Verbrennungsmotor und mit einem Abgasstrang, in den eine
Twinscroll- oder Segmentturbine integriert ist, offenbart. Jedem Zylinder ist eine erste, mittels eines Auslassventils verschließbare Auslassöffnung und eine zweite mittels eines
Auslassventils verschließbare Auslassöffnung zugeordnet, wobei die zweiten Auslassöffnungen größer als die ersten Auslassöffnungen sind. Die ersten Auslassöffnungen einer ersten Hälfte der Zylinder und die zweiten Auslassöffnungen der zweiten Hälfte der Zylinder sind über eine erste Abgasflut des Abgasstrangs mit der Twinscroll- oder Segmentturbine verbunden, während die zweiten Auslassöffnungen der ersten Hälfte der Zylinder und die ersten Auslassöffnungen der zweiten Hälfte der Zylinder über eine zweite Abgasflut des Abgasstrangs mit der Twinscroll- oder Segmentturbine verbunden sind. In einem Betrieb des Verbrennungsmotors mit relativ niedrigen Drehzahlen sollen entweder die ersten oder die zweiten Auslassöffnungen mittels der diesen zugeordneten Auslassventile ständig geschlossen gehalten werden. Aus der WO 2014/195256 A1 ist eine Brennkraftmaschine mit zwei Auslassventilen je
Brennraum bekannt, bei der erste Auslasskanäle über eine erste Abgasflut und zweite
Auslasskanäle über eine zweite Abgasflut mit einer Abgasturbine eines Abgasturboladers verbunden sind. Die zwei Abgasfluten sind mit geometrisch unterschiedlich ausgebildeten Abschnitten der Abgasturbine verbunden.
In der EP 2 620 631 A1 ist eine Brennkraftmaschine mit zwei Auslassventilen je Brennraum beschrieben, bei der erste Auslasskanäle über eine erste Abgasflut mit einer Abgasturbine eines Abgasturboladers und zweite Auslasskanäle über eine zweite Abgasflut mit einem Bypass zu der Abgasturbine verbunden sind.
Die EP 2 1 19 888 A2 offenbart eine Bi-Turbo-Brennkraftmaschine mit einem
Verbrennungsmotor und zwei Auslassventilen je Brennraum, wobei die einzelnen
Auslassventile der Brennräume mit Phasenversatz betätigt werden. Dabei ist vorgesehen, dass die über jeweils erste Auslassventile der Brennräume verschließbaren Auslasskanäle über eine erste Abgasflut mit der Turbine eines ersten Abgasturboladers und die über jeweils zweite Auslassventile der Brennräume verschließbaren Auslasskanäle über eine zweite Abgasflut mit der Turbine eines zweiten Abgasturboladers verbunden sind.
Der Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine mittels eines Abgasturboladers aufgeladene Brennkraftmaschine anzugeben, bei der das Problem eines Übersprechens eines
Auslassstoßes eines Abgas ausstoßenden Brennraums auf die übrigen Brennräume möglichst weitgehend eliminiert ist. Gleichzeitig soll ein möglichst geringer durch die in einen Abgasstrang der Brennkraftmaschine integrierte Abgasturbine des Abgasturboladers erzeugter
Abgasgegendruck erreicht werden.
Diese Aufgabe wird mittels einer Brennkraftmaschine gemäß dem Patentanspruch 1 gelöst. Ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Brennkraftmaschine ist Gegenstand des
Patentanspruchs 8. Vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine und bevorzugte Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Verfahrens sind Gegenstände der weiteren Patentansprüche und/oder ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der Erfindung.
Erfindungsgemäß ist eine Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor, einem
Abgasstrang und einer in den Abgasstrang integrierten Abgasturbine vorgesehen, wobei der Verbrennungsmotor mindestens zwei Brennräume ausbildet, denen jeweils mindestens zwei Auslassventile zugeordnet sind. Die Auslassventile sind mittels eines Ventiltriebs betätigbar. Jeweils ein erstes der Auslassventile der (aller) Brennräume steht über eine (für die ersten Auslassventile gemeinsame) erste Abgasflut und jeweils ein zweites der Auslassventile der (aller) Brennräume steht über eine (für die zweiten Auslassventile gemeinsame) zweite Abgasflut des Abgasstrangs mit der Abgasturbine in Abgas leitender Verbindung.
Erfindungsgemäß gekennzeichnet ist eine solche Brennkraftmaschine dadurch, dass der Ventiltrieb derart ausgebildet ist, dass dieser
- die ersten Auslassventile und die zweiten Auslassventile mit jeweils einer Öffnungsdauer betätigt, die kleiner als der Zündabstand der Brennräume ist oder diesem maximal entspricht, und
- das erste Auslassventil und das zweite Auslassventil jedes Brennraums mit einem
Phasensatz zueinander betätigt.
Eine Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, die zumindest einen
Verbrennungsmotor, einen Abgasstrang und eine in den Abgasstrang integrierte Abgasturbine umfasst, wobei der Verbrennungsmotor mindestens zwei Brennräume ausbildet, denen jeweils mindestens zwei Auslassventile zugeordnet sind, und wobei die Auslassventile mittels eines Ventiltriebs betätigbar sind, wobei den Brennräumen zugeordnete erste Auslassventile über eine gemeinsame erste Abgasflut und den Brennräumen zugeordnete zweite Auslassventile über eine gemeinsame zweite Abgasflut des Abgasstrangs mit der Abgasturbine in Abgas leitender Verbindung stehen, ist erfindungsgemäß dadurch gekennzeichnet, dass
- die ersten Auslassventile und die zweiten Auslassventile mit jeweils einer Öffnungsdauer betätigt werden, die kleiner als der Zündabstand der Brennräume ist oder diesem maximal entspricht, und
- das erste Auslassventil und das zweite Auslassventil jedes Brennraums mit einem
Phasenversatz zueinander betätigt werden.
Sowohl bei einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine als auch bei einem
erfindungsgemäßen Verfahren kann vorzugsweise vorgesehen sein, dass der Phasenversatz so bemessen ist, dass sich die Ventilerhebungskurven der einem Brennraum zugeordneten Auslassventile noch überschneiden, insbesondere noch um mindestens 50% der jeweiligen Öffnungsdauer.
Die Erfindung beruht auf dem Gedanken, jedem Brennraum des Verbrennungsmotors mindestens zwei Auslassventile zuzuordnen, wobei jeweils ein erstes Auslassventil und ein zweites Auslassventil der einzelnen Brennräume voneinander getrennten Abgasfluten zugeordnet sind, die möglichst weitgehend separiert geführt werden und insbesondere erst im Übergang in einen ein Turbinenlaufrad aufnehmenden Laufradraum der Abgasturbine wieder zusammengeführt werden. Durch die voneinander separierten Abgasfluten kann grundsätzlich ein Übersprechen eines Auslassstoßes eines Abgas ausstoßenden Brennraums auf die übrigen Brennräume gering gehalten werden. Da bei einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine jedoch sämtliche der Brennräume über zumindest ein Auslassventil mit jeder der Abgasfluten verbunden sind, wird die dadurch weiterhin bestehende Möglichkeit eines Übersprechens erfindungsgemäß dadurch gering gehalten, dass die Öffnungsdauer der einzelnen
Auslassventile so kurz bemessen ist, dass ein Übersprechen zwischen den Brennräumen über alle jeweils einer Abgasflut zugeordneten Auslassventile weitgehend verhindert wird. Da die Öffnungsdauer der einzelnen Auslassventile dabei jedoch zu kurz ist, um ein weitgehend vollständiges Ausschieben des Abgases aus den einzelnen Brennräumen zu gewährleisten, ist erfindungsgemäß weiterhin ein Phasenversatz für die Öffnungszeiten des ersten Auslassventils und des zweiten Auslassventils der einzelnen Brennräume vorgesehen, so dass sich durch die Kombination der phasenversetzten Öffnungszeiten der zwei Auslassventile für die einzelnen Brennräume insgesamt eine ausreichend lange Gesamtöffnungsdauer ergibt. Im Ergebnis wird somit infolge der ausreichend kurzen individuellen Öffnungsdauer der Auslassventile ein Übersprechen innerhalb der einzelnen Abgasfluten gering gehalten oder vermieden und durch die Separierung der Abgasfluten bis zu der Abgasturbine auch ein Übersprechen zwischen den über die Abgasfluten geführten Abgasströme, so dass insgesamt ein Übersprechen verhindert oder gering gehalten werden kann. Andererseits wird erfindungsgemäß das aus den einzelnen Brennräumen je Auslasstakts ausgeschobenen Abgases über beide von den zwei Abgasfluten zur Verfügung gestellten Strömungsvolumina zu der Abgasturbine geführt und dort in das Turbinenlaufrad eingeleitet, wodurch ein möglichst geringer durch die Abgasturbine bewirkter Abgasgegendruck erreicht werden kann.
Die Öffnungsdauer der einzelnen Auslassventile ist erfindungsgemäß dann ausreichend kurz bemessen, um ein Übersprechen innerhalb der einzelnen Abgasfluten zu vermeiden, wenn diese kleiner als der (gleichmäßige) Zündabstand der Brennräume ist oder diesem maximal entspricht. Bei einer Abwandlung einer erfindungsgemäßer Brennkraftmaschine kann die Öffnungsdauer der einzelnen Auslassventile auch größer als der Zündabstand sein, wenn ein relevantes Übersprechen innerhalb der einzelnen Abgasfluten in Kauf genommen werden kann. Dabei gilt grundsätzlich, dass das Übersprechen umso geringer ausfällt, je näher die
Öffnungsdauer an dem Zündabstand liegend bemessen ist. Als„Zündabstand" wird der Winkelbereich, bezogen auf die Drehung einer Abtriebswelle und insbesondere einer Kurbelwelle des Verbrennungsmotors, verstanden, der sich dadurch ergibt, dass der Drehwinkel der Abtriebswelle, den diese prinzipbedingt zwischen zwei gewollten Brennvorgängen in jedem der Brennräume durchführt, durch die Anzahl an Brennräumen dividiert wird. Bei einem Viertakt-Hubkolbenmotor, bei dem die Erfindung besonders bevorzugt zur Anwendung kommen kann, beträgt der Drehwinkel der Kurbelwelle (Abtriebswelle), den diese prinzipbedingt zwischen zwei gewollten Brennvorgängen in jedem der Brennräume durchführt, 720°. Weist der Viertakt-Hubkolbenmotor beispielsweise vier Zylinder und damit auch vier Brennräume auf, beträgt der Zündabstand folglich 180°KW. Bei einem Viertakt- Hubkolbenmotors mit beispielsweise sechs Zylindern beziehungsweise Brennräumen beträgt der Zündabstand dagegen„nur" 120°KW. Bei einem Viertakt-Hubkolbenmotor mit
beispielsweise drei Zylindern beziehungsweise Brennräumen beträgt der Zündabstand dagegen 240°KW.
Üblicherweise wird für die Auslassventile von Viertakt-Hubkolbenmotoren jeweils eine
Öffnungsdauer vorgesehen, die größer als 180°KW und regelmäßig bis zu 260°KW betragen kann. Daraus folgt, dass die Erfindung besonders bevorzugt bei einem Verbrennungsmotor und insbesondere Hubkolbenmotor zur Anwendung kommen kann, der mindestens vier und folglich insbesondere exakt vier, fünf, sechs, acht, zehn, zwölf oder sechzehn Brennräume aufweist, weil dann der Zündabstand prinzipbedingt so klein ist, dass dann grundsätzlich das Problem eines Übersprechens zwischen den Brennräumen relevant sein kann. Bei einem
Verbrennungsmotor mit nur drei Brennräumen kann dagegen infolge des relativ großen Zündabstands ein Übersprechen an sich bereits relativ problemlos sein, wobei nicht ausgeschlossen ist, dass auch bei einem solchen Verbrennungsmotor eine erfindungsgemäße Ausgestaltung vorteilhaft sein kann.
Als„Öffnungsdauer" wird erfindungsgemäß die vollständige Öffnungsdauer verstanden, die sich daraus ergibt, dass ein Auslassventil mit dem Ziel eines Öffnens bewegt wird. Betrachtet man eine übliche Ventilerhebungskurve, so sollen daher auch die sehr flach ansteigenden beziehungsweise abfallenden Abschnitte zum Beginn und zum Ende der Ventilerhebungskurve umfasst sein.
Eine erfindungsgemäße Brennkraftmaschine kann grundsätzlich weiterhin noch einen
Frischgasstrang umfassen, mittels dessen den Brennräumen des Verbrennungsmotors
Frischgas zugeführt werden kann. Das Frischgas kann dann in den Brennräumen oder bereits zuvor mit einem Kraftstoff vermischt werden, um ein zündfähiges Frischgas-Kraftstoff-Gemisch auszubilden. Der Verbrennungsmotor kann insbesondere aufgeladen sein und demnach einen in den Frischgasstrang integrierten Verdichter zu Verdichtung des Frischgases aufweisen. Der Verdichter und die Abgasturbine einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine können dabei insbesondere Komponenten eines Abgasturboladers sein, bei dem eine Rotation eines Turbinenlaufrads der Turbine direkt oder indirekt, insbesondere über eine Welle, auf ein Verdichterlaufrad des Verdichters übertragen wird, wobei diese Rotation des Verdichterlaufrads die Verdichtung des Frischgases bewirkt.
In einer bevorzugten Ausgestaltung einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine kann vorgesehen sein, dass die Abgasturbine eine Segmentturbine oder eine Twinscroll-Turbine ist, weil diese infolge einer erst beim Übergang in den das Turbinenlaufrad aufnehmenden
Laufradraum der Abgasturbine erfolgenden Zusammenführung der zwei Abgasfluten ein Übersprechen zwischen den über die Abgasfluten geführten Abgasströmen möglichst gering halten. Dabei kann die Verwendung einer Segmentturbine besonders bevorzugt vorgesehen sein, weil bei einer Segmentturbine im Vergleich zu einer Twinscroll-Turbine ein Einleiten der über die Abgasfluten geführten Abgasströme in zumindest teilweise und vorzugsweise vollständig unterschiedlichen Umfangsabschnitten des Turbinenlaufrads erfolgt.
In einer weiterhin bevorzugten Ausgestaltung einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine sowie in einer bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Verfahrens kann vorgesehen sein, dass der Phasenversatz zwischen 50°KW und 70°KW und besonders bevorzugt ca. 60°KW beträgt. Ein solcher Phasenversatz kann sich insbesondere bei einem Verbrennungsmotor, der vier Brennräume aufweist, als vorteilhaft zeigen, um trotz der vergleichsweise kurzen Öffnungsdauer der einzelnen Auslassventile infolge einer möglichst optimal bemessene Gesamtöffnungsdauer für die jedem Brennraum zugeordneten
Auslassventile zu realisieren. Bei einem Verbrennungsmotor mit mehr als vier Brennräumen kann vorzugsweise vorgesehen sein, dass der Phasenversatz tendenziell größer gewählt wird als für eine Brennkraftmaschine mit vier Brennräumen, weil infolge der kürzeren Zündabstände auch die Öffnungsdauer der einzelnen Auslassventile tendenziell kürzer gewählt wird oder gewählt werden sollte.
Für eine erfindungsgemäße Brennkraftmaschine kann weiterhin bevorzugt eine Ausgestaltung derart vorgesehen sein, dass Abgasmassenströme, die je Auslasstakt für einen (jeden) Brennraum über die erste Abgasflut (infolge eines Öffnens der ersten Auslassventile) einerseits und die zweite Abgasflut (infolge eines Öffnens der zweiten Auslassventile) andererseits abgeführt werden, möglichst gleich sind. Dies kann sich zum einen hinsichtlich der Erzielung eines möglichst geringen Abgasgegendrucks vorteilhaft auswirken. Zum anderen kann sich dies besonders vorteilhaft bei einer Verwendung einer Segmentturbine als Abgasturbine einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine auswirken, da auf diese Weise radiale Wechsellasten für das Turbinenlaufrad der Segmentturbine vermeiden oder möglichst gering gehalten werden können. Solche radialen Wechselasten könnten nämlich bei über die verschiedenen
Abgasfluten geführten ungleichen Abgasmassenströmen infolge des nur jeweils über einen Umfangsabschnitt erfolgenden Eintritts der Abgasmassenströme in das Turbinenlaufrad auftreten. Infolge des erfindungsgemäß für das Öffnen der Auslassventile der einzelnen Brennräume vorgesehenen Phasenversatzes kann das erreichen möglichst gleicher
Abgasmassenströme eine unterschiedliche Auslegung der beiden Abgasfluten (einschließlich ihrer Mündungen in den Laufradraum der Abgasturbine) und/oder der Auslassventile sowie von durch diese bedarfsweise zu verschließenden Auslasskanälen des Verbrennungsmotors bedingen, weil tendenziell der Druck des Abgases in den Brennräumen beim Öffnen des zuerst öffnenden Auslassventils größer als beim Öffnen des anschließend öffnenden Auslassventils ist, was bei ansonsten vergleichbaren Randbedingungen zu einem erhöhten
Abgasmassenstrom durch das zuerst geöffnete Auslassventil im Vergleich zu dem erst nachträglich geöffneten Auslassventil führen kann. Dabei wird der Begriff„Auslegung" erfindungsgemäß breit verstanden und soll folglich nicht lediglich eine geometrische
Dimensionierung umfassen. Beispielsweise für die Auslassventile soll darunter auch eine Auslegung der jeweiligen Öffnungsdauer und/oder des (maximalen) Öffnungshubs verstanden werden.
Zur Erzielung möglichst gleicher Abgasmassenströme über die Abgasfluten kann insbesondere vorgesehen sein, dass die Öffnungsdauer und/oder der Öffnungshub des ersten Auslassventils und des zweiten Auslassventils unterschiedlich sind und/oder die mittleren (d.h. die über die Längserstreckungen der Abgasfluten gemittelten) Strömungsquerschnitte und/oder die
Längserstreckungen der Abgasfluten unterschiedlich sind und/oder die Umfangsabschnitte, über die die Abgasfluten Abgasströme in ein Turbinenlaufrad der Abgasturbine einleiten, unterschiedlich sind. Dabei kann insbesondere vorgesehen sein, dass die Auslegung derjenigen Abgasflut, die den zuerst öffnenden Auslassventilen zugeordnet ist, und/oder dieser zuerst öffnenden Auslassventile im Vergleich zu denjenigen, die anschließend öffnen, und/oder im Vergleich zu der diesen später öffnenden Auslassventilen zugeordneten Abgasflut hinsichtlich der Erzielung eines verringerten Abgasmassenstroms (infolge eines relativ großen Strömungswiderstands) ausgelegt ist/sind, um den relativ großen Druck des Abgases beim Öffnen dieser zuerst öffnenden Auslassventilen zu kompensieren. In einer bevorzugten Ausgestaltung einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Verbrennungsmotor ein Ottomotor ist, weil sich bei einem solchen Ottomotor ein Übersprechen zwischen den Brennräumen und/oder ein erhöhter Abgasgegendruck besonders negativ auswirken können. Insbesondere kann ein ausgeprägtes Übersprechen und ein relativ großer Abgasgegendruck jeweils in einer erhöhten Restgasrate in den Brennräumen resultieren, die bei einem Ottomotor zu einer erhöhten Klopfneigung und daraus folgend, insbesondere weil dann übliche ein Klopfen verhindernde Maßnahmen, beispielsweise eine Spätverstellung des Zündwinkels, eingeleitet werden müssten, zu einer Verschlechterung des Wirkungsgrads sowie der von dem Ottomotor erzeugten Leistung führen können.
Die unbestimmten Artikel („ein",„eine",„einer" und„eines"), insbesondere in den
Patentansprüchen und in der die Patentansprüche allgemein erläuternden Beschreibung, sind als solche und nicht als Zahlwörter zu verstehen. Entsprechend damit konkretisierte
Komponenten sind somit so zu verstehen, dass diese mindestens einmal vorhanden sind und mehrfach vorhanden sein können.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend anhand eines in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. In den Zeichnungen zeigt:
Fig. 1 : eine erfindungsgemäße Brennkraftmaschine in einer schematischen Darstellung; und
Fig. 2: in einem Diagramm beispielhafte Kurvenverläufe für die Ventilerhebungen (H) der Einlassventile und der Auslassventile sowie für die dadurch bewirkten
Gasmassenströme (GMS) über dem Kurbelwellenwinkel.
Die Fig. 1 zeigt in schematischer Darstellung eine erfindungsgemäße Brennkraftmaschine mit einem nach dem Otto-Prinzip betriebenen Verbrennungsmotor 10 (Ottomotor), der als
Hubkolbenmotor mit vier Zylindern 12 ausgebildet ist. Die Zylinder 12 begrenzen gemeinsam mit darin auf und ab geführten Kolben (nicht dargestellt) und einem Zylinderkopf (nicht dargestellt) Brennräume 14, in denen im Betrieb der Brennkraftmaschine Frischgas (Luft) gemeinsam mit Kraftstoff verbrannt wird (Zündfolge 1 -4-2-3). Der Kraftstoff wird dabei, gesteuert durch eine Steuerungsvorrichtung 16 (Motorsteuerung), mittels Injektoren 18 direkt in die Brennräume 14 eingespritzt. Das Verbrennen des Kraftstoff-Frischgas-Gemischs führt zu zyklischen Aufwärts- und Abwärtsbewegungen der Kolben, die wiederum in bekannter Weise über nicht dargestellte Pleuel (nicht dargestellt) auf eine ebenfalls nicht dargestellte Kurbelwelle übertragen werden, wodurch die Kurbelwelle rotierend angetrieben wird. Das Frischgas wird dem Verbrennungsmotor 10 über einen Frischgasstrang zugeführt und dazu über eine
Ansaugmündung aus der Umgebung angesaugt, in einem Luftfilter 20 gereinigt und
anschließend in einen Verdichter 22, der Teil eines Abgasturboladers ist, geführt. Das Frischgas wird mittels des Verdichters 22 verdichtet, anschließend in einem Ladeluftkühler 24 abgekühlt und mittels Einlassventilen 50 dosiert den Brennräumen 14 zugeführt. Der Antrieb des
Verdichters 22 erfolgt mittels einer Abgasturbine 26 des Abgasturboladers, die in einen
Abgasstrang der Brennkraftmaschine integriert ist. Abgas, das bei der Verbrennung des Kraftstoff-Frischgas-Gemischs in den Brennräumen 14 des Verbrennungsmotors 10 entstanden ist, wird über den Abgasstrang aus dem Verbrennungsmotor 10 abgeführt und durchströmt dabei die Abgasturbine 26. Dies führt in bekannter Weise zu einem rotierenden Antrieb eines Turbinenlaufrads 28, das über eine Welle 30 drehfest mit einem Verdichterlaufrad (nicht dargestellt) des Verdichters 22 verbunden ist. Der rotierende Antrieb des Turbinenlaufrads 28 wird dadurch auf das Verdichterlaufrad übertragen.
Stromab des Verdichters 22 ist in die Ladeluftstrecke, d.h. in den zwischen dem Verdichter 22 und dem Verbrennungsmotor 10 gelegenen Abschnitt des Frischgasstrangs, eine ebenfalls mittels der Steuerungsvorrichtung 16 ansteuerbare Regelklappe 32 (Drosselklappe) integriert.
Bei der Abgasturbine 26 handelt es sich um eine so genannte Segmentturbine, deren Gehäuse 34 spiralförmig geführte und voneinander separierte Einlasskanäle 36 ausbilden, die jeweils radial außenseitig (bezüglich einer Rotationsachse 38 des Turbinenlaufrads 28) in einen das Turbinenlaufrad 28 aufnehmenden Laufradraum 40 der Abgasturbine 26, wobei die Mündungen der Einlasskanäle 36 jeweils einen Umfangsabschnitt von nahezu 180° des Laufradraums 40 und damit auch des darin drehbar gelagerten Turbinenlaufrads 28 überdecken und Mittelpunkte der Mündungen in einer Radialebene gelegen sind. Dabei sind die Umfangsabschnitte der Mündungen der Einlasskanäle 36 um 180° zueinander versetzt angeordnet, so dass diese zusammen im Wesentlichen den gesamten Umfang des Laufradraums 40 und damit auch des Turbinenlaufrads 28 überdecken.
Jeder der Einlasskanäle 36 der Abgasturbine 26 stellt einen Abschnitt einer Abgasflut 42, 44 dar. Die Abgasfluten 42, 44 bilden einen Abschnitt des Abgasstrangs aus und verbinden die Brennräume 14 des Verbrennungsmotorsl O fluidleitend mit dem Laufradraum 40 der
Abgasturbine 26, wobei eine erste Abgasflut 42 die Brennräume 14 über jeweils ein erstes Auslassventil 46 jedes Brennraums 14 mit einem der Einlasskanäle 36 und eine zweite Abgasflut 44 die Brennräume 14 über jeweils ein zweites Auslassventil 48 jedes Brennraums 14 mit dem anderen der Einlasskanäle 36 verbindet.
Die Auslassventile 46, 48 ebenso wie die Einlassventile 50 können in bekannter Weise als Tellerventile ausgebildet sein, die federbelastet jeweils einen in dem Zylinderkopf des
Verbrennungsmotor 10 ausgebildeten Auslasskanal oder Einlasskanal verschließen, sofern diese nicht aktiv betätigt werden. Bei einer Betätigung werden diese dagegen gemäß einer vorgesehenen Ventilerhebungskurve 52, 54 , 56 von dem jeweils dazugehörigen Ventilsitz des Auslass-oder Einlasskanals abgehoben, wodurch dieser temporär freigegeben wird. Eine Betätigung der Auslassventile 46, 48 und der Einlassventile 50 kann insbesondere in
herkömmlicher Weise mittels einer oder mehrerer, insbesondere mittels zwei Nockenwellen eines Ventiltriebs erfolgen.
Die Fig. 2 zeigt in einem Diagramm für eine erfindungsgemäße Brennkraftmaschine gemäß der Fig. 1 beispielhafte Kurven Verläufe für die Ventilerhebungen (H) der Einlassventile 46, 48 und der Auslassventile 50, die für sämtliche der den verschiedenen Brennräumen 14 zugeordneten Gaswechselventile gleich sind, sowie für durch die Ventilerhebungen bewirkten Frischgas- und Abgasmassenströme (GMS) über dem relativen Drehwinkel der Kurbelwelle (°KW).
Zu erkennen ist, dass die zwei Auslassventile 46, 48 (Ventilerhebungskurven 52, 54), die jedem der Brennräume 14 zugeordnet sind, jeweils mit einer Öffnungsdauer betätigt werden, die ca.180°KW beträgt, wobei die Öffnungszeiten der zwei einem Brennraum 14 zugeordneten Auslassventile 46, 48 zudem einen Phasenversatz von im vorliegenden Ausführungsbeispiel ca. 60°KW aufweisen. Durch eine Kombination der phasenversetzten Öffnungszeiten der jeweils einem Brennraum 14 zugeordneten Auslassventile 46, 48 wird eine Gesamtöffnungsdauer für diese erreicht, die für ein weitgehend vollständiges Ausschieben von Abgas aus den
Brennräumen 14 erforderlich ist und in etwa der Öffnungsdauer der Einlassventile 50
(Ventilerhebungskurve 56) entspricht.
Während durch den Phasenversatz der Öffnungszeiten der beiden Auslassventile 46, 48 jedes Brennraums 14 ein weitgehend vollständiges Ausschieben des Abgases aus den Brennräumen 14 gewährleistet wird, sorgt die fluidleitende Verbindung aller ersten, zuerst öffnenden
Auslassventile 46 mit der ersten Abgasflut 42 sowie die fluidleitende Verbindung aller zweiten, später öffnenden Auslassventile 48 mit der zweiten Abgasflut 42 aufgrund der relativ kurzen (Einzel-)Öffnungsdauer der Auslassventile 46, 48 dafür, dass ein Übersprechen von
Abgaspulsen innerhalb der beiden Abgasfluten 42, 44 wirkungsvoll unterdrückt wird. Da zudem die vollständig voneinander getrennten Abgasfluten 42, 44 eine Separierung der durch diese geführten Abgasströme bis zu deren Eintreten in das Turbinenlaufrad 28 bewirken und diese Abgasströme infolge der Ausgestaltung der Abgasturbine 26 als Segmentturbine zudem in unterschiedliche Umfangsabschnitte des Turbinenlaufrads 28 einströmen, wird auch ein Übersprechen von Abgaspulsen zwischen den zwei Abgasfluten 42, 44 vermieden, so dass insgesamt kein oder lediglich ein sehr geringes Übersprechen für die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine realisiert werden kann. Gleichzeitig ist der von der Abgasturbine 26 erzeugte Abgasgegendruck vergleichsweise gering, weil durch die Öffnung beider
Auslassventile 46, 48 jedes Brennraums 14 in jedem Auslasstakt im Betrieb des
Verbrennungsmotors 10 das dabei ausgeschobene Abgas die gesamten zur Verfügung stehenden Strömungsvolumina der beiden Abgasfluten 42, 44 sowie der Abgasturbine 26 durchströmen kann.
Aus der Fig. 2 ist noch ersichtlich, dass beim Öffnen des jeweiligen ersten (zuerst öffnenden) Auslassventils 46 anfangs ein relativ hoher Abgasmassenstrom ausgestoßen wird (vgl. Verlauf 58 des über jeweils das erste Auslassventil 46 aus einem Brennraum 14 ausgestoßenen Abgasmassenstroms), der auf die dann noch relativ hohen Drücke in den Brennräumen zurückzuführen ist (Auslassstoß). Der Maximalwert des infolge eines Öffnens der jeweiligen zweiten (später öffnenden) Auslassventile 48 über die zweiten Auslasskanäle geführten Abgasmassenstrom (vgl. Verlauf 60 des über jeweils das zweite Auslassventil 48 aus einem Brennraum 14 ausgestoßenen Abgasmassenstroms) liegt dagegen infolge eines beim Öffnen des zweiten Auslassventils 48 bereit deutlich abgesenkten Druckniveaus in dem dazugehörigen Brennraum 14 deutlich unterhalb des Maximalwerts für den durch das Öffnen des ersten Auslassventils 46 bewirkten Abgasmassenstroms.
Bei den gemäß der Fig. 2 beispielsweise vorgesehenen identischen (lediglich
phasenversetzten) Ventilerhebungskurven 52, 54 könnte der Auslassstoß bei im Wesentlichen identischer Auslegung der beiden Abgasfluten 42, 44 dazu führen, dass im Mittel ein höherer Abgasmassenstrom je Auslasstakt eines Brennraums 14 über die erste Abgasflut 42 im
Vergleich zu dem über die zweite Abgasflut 44 geführten gemittelten Abgasmassenstrom geführt wird. Dadurch kann sich eine ungleichmäßige radiale Belastung und infolge der zyklischen Wiederholung dieser ungleichmäßigen Belastung eine radiale Wechsellast für das Turbinenlaufrad 28 und insbesondere auch für dessen Drehlagerung in dem Gehäuse 34 ergeben, die sich negativ auf die zu erwartende Lebensdauer der Abgasturbine 26 auswirken kann. Um dies zu vermeiden kann vorgesehen sein, den mittleren Strömungsquerschnitt, den die erste Abgasflut 42 aufweist, kleiner als denjenigen der zweiten Abgasflut 44 zu dimensionieren, wodurch die erste Abgasflut 42 einen tendenziell höheren
Strömungswiderstand als die zweite Abgasflut 44 bewirkt. Dadurch kann erreicht werden, dass etwas mehr Abgas über die zweiten, später öffnenden Auslassventile 48 ausgeschoben wird, als dies bei hinsichtlich des Strömungswiderstands identisch ausgebildeten Abgasfluten 42, 44 der Fall wäre. Dadurch kann insgesamt erreicht werden, dass die Abgasmassenströme, die über die beiden Abgasfluten 42, 44 geführt werden, im Wesentlichen gleich groß sind, wodurch radiale Wechsellasten für das Turbinenlaufrad 28 vermieden oder verringert werden können.
Bezugszeichenliste Verbrennungsmotor
Zylinder
Brennraum
Steuerungsvorrichtung
Injektor
Luftfilter
Verdichter
Ladeluftkühler
Abgasturbine
Turbinenlaufrad
Welle der Abgasturbine
Regelklappe
Gehäuse der Abgasturbine
Einlasskanal der Abgasturbine
Rotationsachse des Turbinenlaufrads
Laufradraum der Abgasturbine
erste Abgasflut
zweite Abgasflut
erstes Auslassventil
zweites Auslassventil
Einlassventil
Ventilerhebungskurve des ersten Auslassventils
Ventilerhebungskurve des zweiten Auslassventils
Ventilerhebungskurve der Einlassventile
Verlauf des über das erste Auslassventil aus einem Brennraum ausgestoßenen Abgasmassenstroms
Verlauf des über das zweite Auslassventil aus einem Brennraum ausgestoßenen Abgasmassenstroms
Verlauf des über die Einlassventile insgesamt in einen Brennraum einströmenden Frischgasmassenstroms

Claims

Patentansprüche
1. Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor (10), einem Abgasstrang und einer in den Abgasstrang integrierten Abgasturbine (26), wobei der Verbrennungsmotor (10) mindestens zwei Brennräume (14) ausbildet, denen jeweils mindestens zwei
Auslassventile (46, 48) zugeordnet sind, und wobei die Auslassventile (46, 48) mittels eines Ventiltriebs betätigbar sind, wobei den Brennräumen (14) zugeordnete erste Auslassventile (46) über eine gemeinsame erste Abgasflut (42) und den Brennräumen (14) zugeordnete zweite Auslassventile (48) über eine gemeinsame zweite Abgasflut (44) des Abgasstrangs mit der Abgasturbine (26) in Abgas leitender Verbindung stehen, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb derart ausgebildet ist, dass dieser
- die ersten Auslassventile (46) und die zweiten Auslassventile (48) mit jeweils einer Öffnungsdauer betätigt, die kleiner als der Zündabstand der Brennräume (14) ist oder diesem maximal entspricht, und
- das erste Auslassventil (46) und das zweite Auslassventil (48) jedes Brennraums (14) mit einem Phasenversatz zueinander betätigt.
2. Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die
Abgasturbine (26) eine Segmentturbine oder eine Twinscroll-Turbine ist.
3. Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor (10) mindestens drei Brennräume (14) aufweist.
4. Brennkraftmaschine gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass der Phasenversatz zwischen 50°KW und 70°KW beträgt.
5. Brennkraftmaschine gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine Ausgestaltung derart, dass Abgasmassenströme, die je Auslasstakt für einen Brennraum (14) über die erste Abgasflut (42) einerseits und die zweite Abgasflut (44) andererseits abgeführt werden, im Wesentlichen gleich sind.
6. Brennkraftmaschine gemäß Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die
Öffnungsdauer und/oder der Öffnungshub des ersten Auslassventils (46) zu der
Öffnungsdauer und/oder dem Öffnungshub des zweiten Auslassventils (48) verschieden ist/sind und/oder die mittleren Strömungsquerschnitte und/oder Längserstreckungen der Abgasfluten 42, 44 unterschiedlich sind und/oder die Umfangsabschnitte, über die die Abgasfluten (42, 44) Abgasströme in ein Turbinenlaufrad (28) der Abgasturbine (26) einleiten, unterschiedlich sind.
7. Brennkraftmaschine gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor (10) ein Ottomotor ist
8. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit einem Verbrennungsmotor (10), einem Abgasstrang und einer in den Abgasstrang integrierten Abgasturbine (26), wobei der Verbrennungsmotor (10) mindestens zwei Brennräume ausbildet, denen jeweils mindestens zwei Auslassventile 46, 48) zugeordnet sind, und wobei die Auslassventile 46, 48) mittels einer Ventiltriebs betätigbar sind, wobei den Brennräumen (14) zugeordnete erste Auslassventile (46) über eine gemeinsame erste Abgasflut (42) und den
Brennräumen (14) zugeordnete zweite Auslassventile (48) über eine gemeinsame zweite Abgasflut (44) des Abgasstrangs mit der Abgasturbine (26) in Abgas leitender Verbindung stehen, dadurch gekennzeichnet, dass
- die ersten Auslassventile (46) und die zweiten Auslassventile (48) mit jeweils einer Öffnungsdauer betätigt werden, die kleiner als der Zündabstand der Brennräume (14) ist oder diesem maximal entspricht, und
- das erste Auslassventil (46) und das zweite Auslassventil (48) jedes Brennraums (14) mit einem Phasenversatz zueinander betätigt.
9. Verfahren gemäß Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Phasenversatz
zwischen 50°KW und 70°KW beträgt.
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