SE446557B - ENGINE BRAKE SYSTEM FOR A COMBUSTION ENGINE AND WAY TO CARRY OUT BRAKE - Google Patents
ENGINE BRAKE SYSTEM FOR A COMBUSTION ENGINE AND WAY TO CARRY OUT BRAKEInfo
- Publication number
- SE446557B SE446557B SE8002056A SE8002056A SE446557B SE 446557 B SE446557 B SE 446557B SE 8002056 A SE8002056 A SE 8002056A SE 8002056 A SE8002056 A SE 8002056A SE 446557 B SE446557 B SE 446557B
- Authority
- SE
- Sweden
- Prior art keywords
- exhaust
- engine
- turbine
- valve
- compression
- Prior art date
Links
Classifications
-
- 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
- F02D13/04—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation using engine as brake
-
- 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
- F02D9/00—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits
- F02D9/04—Controlling engines by throttling air or fuel-and-air induction conduits or exhaust conduits concerning exhaust conduits
- F02D9/06—Exhaust brakes
-
- 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
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Description
446 557 En lösning på föregående problem visas i DE-A1- 2 820 941. 446 557 A solution to the previous problem is shown in DE-A1-2820 941.
För denna lösning används en modifierad turbin med vari- erbar geometri tillsammans med en motor försedd med ett avgasbromssystem. För att uppnå en turbin med varierbar geometri förslås, i en utföringsform, i denna publikation användning av en lagrad bladdel och i en modifierad konstruktion en turbin med vinkelställbara blad. Hastig- heten för den avgasdrivna turbokompressorn ökas för att öka tillförseln av luft till motorns cylindrar, medelst lägesinställning av turbinens bladdelar. Det anges i denna publikation att alla geometriskt varierbara turbinkonstruk- tioner kan användas för att uppnå en högre rotorhastighet för den avgasdrivna turbokompressorn under bromsning. I denna publikation ges jämförande data för att visa att ökad bromskraft åstadkommas med en turbin med varierbar geometri jämfört med vad som âstadkommes med en turbin med fast oföränderlig geometri.For this solution, a modified turbine with variable geometry is used together with an engine equipped with an exhaust brake system. In order to achieve a turbine with variable geometry, in one embodiment, in this publication the use of a stored blade part and in a modified construction a turbine with angle-adjustable blades is proposed. The speed of the exhaust-driven turbocharger is increased to increase the supply of air to the engine cylinders, by adjusting the position of the blade parts of the turbine. It is stated in this publication that all geometrically variable turbine designs can be used to achieve a higher rotor speed for the exhaust-driven turbocharger during braking. In this publication, comparative data are given to show that increased braking force is achieved with a turbine with variable geometry compared to what is achieved with a turbine with fixed immutable geometry.
En klar lärdom av denna publikation är därför att en turbin med fast oföränderlig geometri inte skall använ- das.A clear lesson from this publication is therefore that a turbine with a fixed immutable geometry should not be used.
Turbiner med varierbar geometri kräver speciell utform- ning eftersom de modifierar turbinstrukturen. ÄDetta skapar i sig ett problem eftersom exempelvis skoveln 30 visad i figur 2 i den angivna publikationen måste placeras kritisktför att möliggöra dess rörelse, beroende på att inloppskammarens tvärsnitt ändras. Dess- utom måste hänsyn tas för att undvika hastighetssänk- ning bortom skoveln beroende på inloppskammarens ökande area bortom skoveln, vilken hastighetssänkning upphäver gasens hastighetsökning då den passerar bladänden. 446 557 Med hänsyn till turbinen med varierbar geometri, enligt figur 3 i denna publikation, är det nödvändigt att ändra den effektiva arean mellan de enskilda skovlarna 38, exempelvis genom ändring av skovlarnas inloppsvinkel, för att därigenom ändra avgasernas hastighet. Om skov- larna 38 misslyckas med att åstadkomma en areareduktion ändras endast avgasernas riktning och sålunda kan inte förbättrad bromsning erhållas.Turbines with variable geometry require special design because they modify the turbine structure. This in itself creates a problem because, for example, the vane 30 shown in Figure 2 of the cited publication must be placed critically to enable its movement, due to the cross-section of the inlet chamber being changed. In addition, care must be taken to avoid deceleration beyond the vane due to the increasing area of the inlet chamber beyond the vane, which deceleration cancels the increase in gas velocity as it passes the blade end. 446 557 In view of the variable geometry turbine, according to Figure 3 of this publication, it is necessary to change the effective area between the individual vanes 38, for example by changing the inlet angle of the vanes, thereby changing the speed of the exhaust gases. If the vanes 38 fail to achieve an area reduction, only the direction of the exhaust gases changes and thus improved braking cannot be obtained.
Det inses av föregående att DE-Al- 2 820 941 lär ut att en turbin med varierbar geometri skall användas för för- bättrade bromsprestanda och inte en turbin med fast oför- änderlig geometri. Det har hitintills inte upptäckts att förbättrade bromsprestanda kan uppnås med en i och för sig känd turbin uppvisande fast oföränderlig geometri och en delad inloppskammare, i ett motorbromssystem av gaskompressionsreducerande slag.It will be appreciated from the foregoing that DE-Al-2 820 941 teaches that a turbine with variable geometry should be used for improved braking performance and not a turbine with fixed immutable geometry. It has not hitherto been discovered that improved braking performance can be achieved with a per se known turbine having fixed immutable geometry and a split inlet chamber, in an engine braking system of gas compression reducing type.
Det inledningvis beskrivna motorbromssystemet kännetecknas enligt uppfinningen huvudsakligen av en avgasdriven tur- bokompressor, som omfattar en avgasturbin med fast geometri och med delad inloppskammare, ett turbinhjul och en luft- kompressor som kommunicerar med motorns insugningsrör, en avledarventil, belägen utanför avgasturbinen, som komu- nicerar pà den ena sidan med motorns utblåsningsrör och på den andra sidan med avgasturbinens delade inloppskam- mare, och organ för att påverka avledarventilen, till att avleda avgasflödet från utblásningsröret till en del av nämnda delade inloppskammare, varvid avgasflödet bringas att träffa turbinhjulet utan föregående expansion i in- loppskammaren för att minska energiförlusten i avgas- turbinen så att turbinhastigheten och trycket i utblås- ningsröret ökas. 446 557 Vid tidigare kända system med avgasdrivna turbokompres- sorer med en delad inloppskammare och avledarmekanismer (se amerikanska patentskrifterna 4 008 572, 3 559 397, 3 137 477, 3 313 518 och 3 975 911) fungerar dessa för att öka luftströmningsmângden för att öka motoreffekten under bränsletillförseln. Vad vi känner till har inte nâ- gon insett, att synergistiska effekter skulle kunna upp- nås genom att använda en kompressionsreducerande broms för att förbättra funktionen hos en med en avgasdriven turbokompressor försedd motor och för att använda en med en avgasdriven turbokompressor försedd motor med en delad kammare och avledarmekanism för att förbättra funktionen hos den kompressionsreducerande bromsen.The engine braking system described in the introduction is characterized according to the invention mainly by an exhaust-driven turbocharger, which comprises an exhaust turbine with a fixed geometry and with a split inlet chamber, a turbine wheel and an air compressor which communicates with the engine intake pipe, a diverter valve, located outside the exhaust on one side with the exhaust pipe of the engine and on the other hand with the split inlet chamber of the exhaust turbine, and means for actuating the diverter valve, for diverting the exhaust flow from the exhaust pipe to a part of said split inlet chamber, the exhaust flow being caused to hit the turbine in the inlet chamber to reduce the energy loss in the exhaust turbine so that the turbine speed and the pressure in the exhaust pipe increase. 446,557 In prior art systems with exhaust turbochargers with a split inlet chamber and diverter mechanisms (see U.S. Patents 4,008,572, 3,559,397, 3,137,477, 3,313,518 and 3,975,911) these operate to increase the amount of air flow to increase engine power during fuel supply. As far as we know, no one has realized that synergistic effects could be achieved by using a compression-reducing brake to improve the function of an engine equipped with an exhaust-driven turbocharger and to use an engine equipped with an exhaust-driven turbocharger with a split chamber and diverter mechanism to improve the function of the compression reducing brake.
Ytterligare fördelar med den nya kombinationen enligt föreliggande uppfinning kommer att framgå närmare av följande beskrivning av uppfinningen som göres med hän- visning till ritningarna, där fig. fig. fig. fig. fig. fig. fig. fig. 1 2 2A 446 557 är en schematisk vy, delvis i genomskärning, av en motor som är försedd med en kompressions- reducerande broms, en avgasavledare och en av- gasdriven turbokompressor med en turbin med en dubbelingäng eller delad inloppskammare, är en schematisk vy, delvis i genomskärning, som visar den kompressionsreducerande motorbroms- ningen, är ett kopplingsschema för det elektriska regler- systemet för den förbättrade motorbromsen enligt föreliggande uppfinning, är en genomskärningsvy av en avgasdriven turbo- kompressor, som har en turbin med en dubbelin- gång eller delad inloppskammare som kan användas vid föreliggande uppfinning, är en planvy av en avledarventil av spjälltyp som kan användas vid föreliggande uppfinning, är en genomskärníngsvy längs linjen 5.- 5 i fig. 4, är ett tryck-volymdiagram som visar förhållandet mellan tryck och volym som uppkommer hos en mo- torcylinder under en fullständig cykel enligt tidigare kända driftsförhâllanden under använd- ning av en kompressionsreducerande broms, är ett tryck-volymdiagram som visar förhållandet mellan tryck och volym som förekommer i en mo- .___ 446 557 torcylinder under en fullständig cykel 1 enlig- het med föreliggande uppfinning, och fig. 8 är ett diagram som visar den retarderande kraf- _ ten i hästkrafter som utvecklas av en motor un- der användning av en kompressionsreducerande motorbroms enbart och den ökade retarderande kraften i hästkrafter som utvecklas i enlighet med föreliggande uppfinning.Further advantages of the new combination according to the present invention will become more apparent from the following description of the invention which is made with reference to the drawings, in which Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. Fig. 1 2 2A 446 557 is a schematic view, partly in section, of an engine equipped with a compression-reducing brake, an exhaust diverter and an exhaust-driven turbocharger with a turbine with a double-threaded or split inlet chamber, is a schematic view, partly in section, showing the compression-reducing engine braking, is a circuit diagram of the electric control system for the improved engine brake according to the present invention, is a sectional view of an exhaust-driven turbocharger having a turbine with a double inlet or split inlet chamber which can be used in the present invention; invention, is a plan view of a damper type diverter valve that may be used in the present invention, is a sectional view taken along line Figs. 5 to 5 in Fig. 4, is a pressure-volume diagram showing the relationship between pressure and volume arising of an engine cylinder during a complete cycle according to prior art operating conditions using a compression-reducing brake, is a pressure-volume diagram. volume diagram showing the relationship between pressure and volume occurring in an engine cylinder during a complete cycle 1 in accordance with the present invention, and Fig. 8 is a diagram showing the retarding force in horsepower being developed. of an engine using a compression-reducing engine brake alone and the increased retarding force in horsepower developed in accordance with the present invention.
Med hänvisning särskilt till fig. l visas där en motor som betecknas med 10. Motorn l0 kan vara av gnisttänd- ningstypen eller kompressionständningstypen och kan ha vilket som helst antal cylindrar. Föreliggande uppfin- ning kommer emellertid att beskrivas med avseende pâ en typisk sexcylindrig kompressionständningsmotor (diesel- motor) som är försedd med ett insugningsrör 12 och ett 'delat utblâsningsrör som omfattar ett främre utblâs- ningsrör 14 och ett bakre utblâsningsrör 16. Utblâs- ningsledningar 18 respektive 20 leder från de främre och bakre utblâsningsrören till en avgasavledarventil 22.With particular reference to Fig. 1, there is shown an engine designated 10. The engine 10 may be of the spark ignition type or compression ignition type and may have any number of cylinders. However, the present invention will be described with respect to a typical six-cylinder compression ignition engine (diesel engine) provided with an intake manifold 12 and a split exhaust pipe comprising a front exhaust pipe 14 and a rear exhaust pipe 16. Exhaust lines 18 respectively 20 leads from the front and rear exhaust pipes to an exhaust diverter valve 22.
Avgasavledarventilen 22 visas i fig. 4 och 5 och kommer att beskrivas närmare nedan. En delad avgasledning 24 står i förbindelse med utloppet hos avledarventilen 22 och inloppet till en dubbelingångeller delad inloppskamzsre hos en turbin 26, som tillsammans med en kompressor 28 bil- dar en enhetlig avgasdriven turbokompressor 30. Den av- gasdrivna turbokompressorn 30 visas i fig. 3 och kommer att beskrivas närmare nedan. Efter att ha passerat ge- nom turbinen 26 kommer avgaserna in i motorns avgas- system 32. ' Luft införes i motorn 10 genom motorns vanliga luftre- nare 34, kompressorinloppsledningen 36, kompressorn 28 och inblâsningsröret 38, som står i förbindelse med ut- loppet hos luftkompressorn 28 och insugningsröret 12. 446 557 Såsom schematiskt visas i fig. 1 och närmare i fig. 3 drivs kompressorn 28 av turbinen 26 och omfattar typiskt en enhetlig avgasdriven turbokompressor 30.Exhaust valve 22 is shown in Figs. 4 and 5 and will be described in more detail below. A split exhaust line 24 communicates with the outlet of the diverter valve 22 and the inlet of a dual inlet or split inlet chamber of a turbine 26, which together with a compressor 28 forms a uniform exhaust-driven turbocharger 30. The exhaust-driven turbocharger 30 is shown in Fig. 3 and will be described in more detail below. After passing through the turbine 26, the exhaust gases enter the engine exhaust system 32. Air is introduced into the engine 10 through the engine's standard air purifier 34, the compressor inlet line 36, the compressor 28 and the supply pipe 38, which are connected to the outlet. of the air compressor 28 and the intake manifold 12. 446 557 As schematically shown in Fig. 1 and further in Fig. 3, the compressor 28 is driven by the turbine 26 and typically comprises a uniform exhaust-driven turbocharger 30.
Med hänvisning nu till fig. 2 omfattar motorn 10 ett hus 40, som innehåller det vanliga bromssystemet med kom- pressionsreducering som schematiskt visas i fig. 2A. Ol- ja 42 från ett tråg 44, som exempelvis kan vara motor- vevhuset, pumpas genom en ledning 46 av en lâgtrycks- pump 48 till inloppet 50 hos en solenoidventil 52, som är monterad i huset 40. Lâgtrycksolja 42 ledes från so- lenoidventilen 52 till en reglerventilcylinder 54, som också är monterad i huset 40, via en ledning 56. En reg- lerventil 58 är anordnad för fram- och âtergâende rörel- se i reglerventilcylindern och pressas till ett stängt läge av en tryckfjäder 60. Reglerventilen 58 innehåller en inloppskanal 62, som hålls stängd av en kulbackventil 64, som tvingas till stängt läge av en tryckfjäder 66, och en utloppskanal 68. När reglerventilen står i öppet läge (såsom visas i fig. 2) står utloppskanalen 68 mitt för reglerventilcylinderns utloppskanal 70, som komuni- cerar med inloppet till en sekundärcylinder 72, som ock- så är utbildad i huset 40. Det skall inses, att låg- trycksolja 42 som passerar genom solenoidventilen 52 kommer in i reglerventilcylindern 54 och lyfter regler- ventilen 58 till det öppna läget. Därefter öppnar kul- backventilen 64 mot fjäderinverkan från fjädern 66 och oljan kommer att strömma in i sekundärcylindern 72. Från utloppet 74 hos sekundärcylindern 72 strömmar oljan ge- nom en kanal 76 in i huvudcylindern 78 som finns utbil- dad i huset 40.Referring now to Fig. 2, the engine 10 includes a housing 40 which includes the conventional compression reduction brake system schematically shown in Fig. 2A. Oil 42 from a trough 44, which may be, for example, the engine crankcase, is pumped through a line 46 of a low pressure pump 48 to the inlet 50 of a solenoid valve 52 mounted in the housing 40. Low pressure oil 42 is passed from the solenoid valve 52 to a control valve cylinder 54, which is also mounted in the housing 40, via a line 56. A control valve 58 is arranged for reciprocating movement in the control valve cylinder and is pressed to a closed position by a compression spring 60. The control valve 58 contains an inlet duct 62, which is kept closed by a ball non-return valve 64, which is forced into the closed position by a compression spring 66, and an outlet duct 68. When the control valve is in the open position (as shown in Fig. 2), the outlet duct 68 is opposite the control valve cylinder outlet duct 70, which communicates with the inlet of a secondary cylinder 72, which is also formed in the housing 40. It will be appreciated that low pressure oil 42 passing through the solenoid valve 52 enters the control valve cylinder 54 and lifts the control r valve 58 to the open position. Thereafter, the ball check valve 64 opens against spring action from the spring 66 and the oil will flow into the secondary cylinder 72. From the outlet 74 of the secondary cylinder 72 the oil flows through a channel 76 into the master cylinder 78 formed in the housing 40.
En sekundärkolv 80 är anordnad för fram- och âtergâende rörelse i sekundärcylindern 72. Sekundärkolven 80 är fjäderpåverkad i en riktning uppåt (såsom visas i fig. 2) mot ett justerbart stopp 82 medelst en tryckfjäder 84, 446 557 som är monterad i sekundärkolven 80 och verkar mot en hållare 86 som är placerad i sekundärcylindern 72. Den nedre änden av sekundärkolven 80 verkar mot en hatt 88 hos en utblåsningsventil som är placerad på spindeln hos en utblåsningsventil 90, som 1 sin tur är placerad i motorn 10. En utblâsningsventilfjäder 92 påverkar nor- malt utblåsningsventilen 90 till det stängda läget som visas i fig. 2. Normalt inställes det justerbara stop- pet 82 så att det uppnås ett önskat spelrum mellan se- kundärkolven 80 och utblåsningsventilens hatt 88, när utblåsningsventilen är stängd, sekundärkolven ligger mot det justerbara stoppet 82 och motorn är kall. Det önska- de spelrummet âstadkommes för att upptaga expansion hos de delar som omfattar utblåsningsventilraden, när mo- torn är varm, utan att öppna utblåsningsventilen 90, och för att reglera tidsinställningen av öppnandet av utblåsningsventilen.A secondary piston 80 is provided for reciprocating movement in the secondary cylinder 72. The secondary piston 80 is spring-actuated in an upward direction (as shown in Fig. 2) towards an adjustable stop 82 by means of a compression spring 84, 446 557 mounted in the secondary piston 80 and acts against a holder 86 located in the secondary cylinder 72. The lower end of the secondary piston 80 acts against a cap 88 of an exhaust valve located on the spindle of an exhaust valve 90, which in turn is located in the engine 10. An exhaust valve spring 92 acts normally the exhaust valve 90 to the closed position shown in Fig. 2. Normally the adjustable stop 82 is set so that a desired clearance is achieved between the secondary piston 80 and the exhaust valve cap 88, when the exhaust valve is closed, the secondary piston is against it adjustable stop 82 and the engine is cold. The desired clearance is provided to accommodate expansion of the parts comprising the exhaust valve row, when the engine is hot, without opening the exhaust valve 90, and to control the timing of the opening of the exhaust valve.
En huvudkolv 94 är anordnad för fram- och återgående rörelse i huvudcylindern 78 och påverkas i en riktning uppåt (såsom visas i fig. 2) av en lätt bladfjäder 96.A main piston 94 is provided for reciprocating movement in the master cylinder 78 and is actuated in an upward direction (as shown in Fig. 2) by a light leaf spring 96.
Den nedre änden av huvudkolven 94 är i kontakt med en justeringsskruvmekanism 98 hos en vipparm 100 som reg- leras av en ventillyftarstâng 102 som drivs från mo- torns kamaxel (ej visad).The lower end of the main piston 94 is in contact with an adjusting screw mechanism 98 of a rocker arm 100 which is controlled by a valve lift rod 102 driven from the camshaft of the engine (not shown).
Det inses att när solenoidventilen 52 öppnas, kommer ol- ja 42 att lyfta reglerventilen 58 och sedan fylla både sekundärcylindern 72 och huvudcylindern 78. Motsatt ol- jeflöde ut ur sekundärcylindern 72 och huvudcylindern 78 förhindras genom inverkan från kulbackventilen 64. Då systemet en gång är fyllt med olja kommer emellertid en rörelse uppåt av ventillyftarstången 102 att föra huvud- kolven 94 uppåt och hydraultrycket kommer i sin tur att föra sekundärkolven 80 nedåt för att öppna utblâsnings- ventilen 90. Ventiltidsinställningen väljes så att ut- 446 557 blåsningsventilen 90 öppnas nära slutet av kompressions- slaget hos den cylinder med vilken utblåsningsventilen 90 är förbunden. Det arbete som således utföres av mo- torkolven vid luftkomprimeringen under kompressionssla- get frigöres för motorns avgassystem och återvinnes inte under motorns expansionsslag. I vissa motorer kan det vara lämpligt att påverka huvudkolven från den injektor- ventillyftarstång som är förenad med den cylinder med vilken sekundärkolven står i förbindelse, medan det i andra motorer kan vara lämpligt att använda en ventil- lyftarstång som är förenad med en inblâsnings- eller utblåsningsventil för en annan cylinder. I vilket fall som helst blir resultatet detsamma, eftersom utblås- ningsventilen öppnas nära slutet av kompressionsslaget.It will be appreciated that when the solenoid valve 52 is opened, oil 42 will lift the control valve 58 and then fill both the secondary cylinder 72 and the master cylinder 78. Opposite oil flow out of the secondary cylinder 72 and the master cylinder 78 is prevented by the action of the ball check valve 64. Once the system is filled with oil, however, an upward movement of the valve lift rod 102 will move the main piston 94 upwards and the hydraulic pressure will in turn move the secondary piston 80 downwards to open the exhaust valve 90. The valve time setting is selected so that the exhaust valve 90 opens near the end of the compression stroke of the cylinder to which the exhaust valve 90 is connected. The work thus performed by the engine piston during the air compression during the compression stroke is released for the engine exhaust system and is not recovered during the engine expansion stroke. In some engines it may be appropriate to actuate the main piston from the injector valve lift bar connected to the cylinder with which the secondary piston is connected, while in other engines it may be appropriate to use a valve lift rod connected to a blow-in or exhaust valve for another cylinder. In any case, the result will be the same, as the exhaust valve opens near the end of the compression stroke.
När man önskar deaktivera bromsen med kompressionsredu- cering, stänges solenoidventilen 52, varigenom oljan 42 i reglerventilcylindern 54 passerar genom ledningen 56, solenoidventilen 52 och returledningen 104 till tråget 44. När reglerventilen 58 faller nedåt såsom sett i fig. 2 kommer en del av oljan i sekundärcylindern 72 och huvudcylindern 78 att ventileras förbi reglerventi- len 58 och återföras till tråget 44 via ledningar (ej visade).When it is desired to deactivate the brake with compression reduction, the solenoid valve 52 is closed, whereby the oil 42 in the control valve cylinder 54 passes through the line 56, the solenoid valve 52 and the return line 104 to the trough 44. When the control valve 58 falls down as seen in Fig. 2, part of the oil in the secondary cylinder 72 and the master cylinder 78 to be vented past the control valve 58 and returned to the trough 44 via conduits (not shown).
Det elektriska reglersystemet för föreliggande uppfin- ning visas schematiskt i fig. 2A, till vilken nu skall hänvisas. Fordonets batteri 106 är med ena polen anslu- ten till jord l08. Den motsatta batteripolen är ansluten i serie till en säkring ll0, en instrumentströmställare 112, en kopplingsströmställare 114 och en bränslepump- strömställare 116 och företrädesvis via en diod 118 tillbaka till jord 108. En flerlägesväljarströmställare 120 är också ansluten i serie till strömställarna 112, 114 och 116. För att åstadkomma varierande grad av bromseffekt genom motorinbromsaren och avgasavledarsys- 446 557 temet kan det vara önskvärt att utnyttja väljarström- ställaren 120, som, såsom visas i fig. 2A, har tre lä- gen. I läge l (såsom visas i fig. 2A) aktiverar väljar- strömställaren 120 de främre motorbromssolenoiderna 122, vilka exempelvis kan reglera solenoidventilerna S2, som är förenade med hälften av motorns cylindrar (tre ifrå- ga om den sexcylindriga motorn som visas i fig. 1).The electrical control system of the present invention is shown schematically in Fig. 2A, to which reference will now be made. The vehicle's battery 106 is connected to ground l08 with one pole. The opposite battery terminal is connected in series to a fuse 110, an instrument switch 112, a switching switch 114 and a fuel pump switch 116 and preferably via a diode 118 back to ground 108. A multi-position selector switch 120 is also connected in series to the switches 112, 114 and 116. In order to provide varying degrees of braking power through the engine brake and exhaust manifold system, it may be desirable to utilize the selector switch 120, which, as shown in Fig. 2A, has three positions. In position 1 (as shown in Fig. 2A), the selector switch 120 activates the front engine brake solenoids 122, which can, for example, control the solenoid valves S2, which are connected to half of the engine cylinders (three in the case of the six-cylinder engine shown in Figs. 1).
I läge 2 aktiverar väljarströmställaren 120 de främre motorsolenoiderna 122 och de bakre motorsolenoiderna 124 för reglering av solenoidventilerna 52, som är före- nade med samtliga cylindrar hos motorn, varigenom ökad motorbromsning åstadkommes. I läge 3 kommer väljar- strömställaren 120 att aktivera inte bara samtliga so- lenoidventiler 52, utan även avledarventilen 22 via so- lenoiden 126 så att det âstadkommes en maximal motor- bromseffekt såsom kommer att beskrivas närmare nedan.In position 2, the selector switch 120 activates the front motor solenoids 122 and the rear motor solenoids 124 to control the solenoid valves 52, which are associated with all the cylinders of the motor, thereby providing increased motor braking. In position 3, the selector switch 120 will activate not only all the solenoid valves 52, but also the diverter valve 22 via the solenoid 126 so that a maximum engine braking effect is achieved as will be described in more detail below.
Det skall förstås att ytterligare lägen kan åstadkommas på väljarströmställaren 120 så att motorbromsen kan app- liceras på en eller flera motorcylindrar efter önskan.It is to be understood that additional positions may be provided on the selector switch 120 so that the engine brake may be applied to one or more engine cylinders as desired.
Väljarströmställaren 120 kan givetvis även elimineras, om maximal motorbromsning, d.v.s. samtliga motorcylind- rar plus bromsen beroende pâ avledarventilen 22, erford- ras vid alla tillfällen. Strömställarna ll2, 114 och 116 är anordnade för att göra reglersystemet fullstän- digt och tillförsäkra säker drift av systemet. Ström- ställaren ll2 är en manuell reglering för att deaktive- ra hela systemet. Strömställaren 114 är en automatisk strömställare som är ansluten för att deaktivera syste- met, varje gång kopplingsströmställaren urkopplas för att förhindra överstegring av motorn. Strömställaren 116 är en andra automatisk strömställare som är ansluten till bränslesystemet för att förhindra motorbränsleflö- de när motorbromsen är i drift.The selector switch 120 can of course also be eliminated, if maximum engine braking, i.e. all engine cylinders plus the brake depending on the diverter valve 22, are required at all times. Switches ll2, 114 and 116 are provided to complete the control system and ensure safe operation of the system. Switch ll2 is a manual control for deactivating the entire system. The switch 114 is an automatic switch that is connected to deactivate the system each time the switch is switched off to prevent engine overruns. Switch 116 is a second automatic switch connected to the fuel system to prevent engine fuel flow when the engine brake is in operation.
Med hänvisning till fig. 3 visas där en typisk avgas- driven turbokompressor 30, som kan användas vid före- 446 557 ll liggande uppfinning. Den avgasdrivna turbokompressorn omfattar en dubbelingångsturbin och en kompressor 28 som är koaxiellt monterade pâ en axel 128 som är lagrad med lager 130 för rotation i ett stationärt hus 132.Referring to Fig. 3, there is shown a typical exhaust turbocharger 30 which may be used in the present invention. The exhaust-driven turbocharger comprises a dual-input turbine and a compressor 28 which are coaxially mounted on a shaft 128 which is mounted with bearings 130 for rotation in a stationary housing 132.
Turbinen 26, som här illustreras som en radiell flödes- turbin, omfattar en delad inloppskammare 134, som har tvâ serier av munstycken 136, 138 riktade mot bla- den hos ett skovelhjul 140 som är fäst på axeln 128. Gas som strömmar i den deladekammanfll 134 accelereras då den passerar genom munstyckena 136, 138 och avger sin kine- tiska energi till skovelhjulet 140. Det inses att has- ' tigheten på skovelhjulet 140 är en funktion av volymen av den gas som strömmar genonxkammaren 134, som bestäm- mer hastigheten på flödet genom munstyckena 136, 138.The turbine 26, illustrated herein as a radial flow turbine, includes a split inlet chamber 134 having two series of nozzles 136, 138 directed toward the blades of an impeller 140 attached to the shaft 128. Gas flowing in the split chamber fl 1 134 is accelerated as it passes through the nozzles 136, 138 and delivers its kinetic energy to the impeller 140. It will be appreciated that the speed of the impeller 140 is a function of the volume of the gas flowing through the genonx chamber 134 which determines the speed of the flow through the nozzles 136, 138.
Det är känt att vid relativt låga gasströmningshastighe- ter minskar turbinens effekt och att större effekt kan ernâs, om vid låga gasflödeshastigheter all gasen rik- tas in i en del av inloppskammaren 134.It is known that at relatively low gas flow rates the power of the turbine decreases and that greater power can be achieved if at low gas flow rates all the gas is directed into a part of the inlet chamber 134.
Skovelhjulet 140 hos turbinen 26 är förbundet med sko- velhjulet 142 hos kompressorn 28 som här visas som en centrifugalkompressor. Vid skovelhjulets 142 rotation suges luft genom ingângsöppningen 144 och luften avges med ökat tryck genom kompressorsnäckan 146 till inlopps- röret 38. Det skall förstås att, även om en avgasdriven turbokompressor med radiellt flöde har visats och be- skrivits, kan en rad olika typer av avgasdrivna turbo- kompressorer utnyttjas vid föreliggande uppfinning un- der förutsättning bara att turbinen är av en typ vid vilken hela mängden av avgaser, som användes som driv- fluidum, kan avges till en del av turbinhjulet när så önskas.The impeller 140 of the turbine 26 is connected to the impeller 142 of the compressor 28 shown here as a centrifugal compressor. Upon rotation of the impeller 142, air is drawn through the inlet port 144 and the air is discharged with increased pressure through the compressor screw 146 to the inlet pipe 38. It should be understood that although an exhaust gas driven turbocharger with radial flow has been shown and described, a variety of Exhaust gas turbochargers are used in the present invention provided that the turbine is of a type in which the entire amount of exhaust gases used as propellant fluid can be discharged to a portion of the turbine wheel when desired.
Fig. 4 och 5 illustrerar en typisk form på en avledar- ventil 22 som är anpassad att avleda strömmen av avga- ser från ledningarna 18 och 20 till en del av ledningen 446 557 12 24 och följaktligen till endast en del av turbinens 26 -kammare 134. Såsom visas omfattar avledarventilen 22 ett par relativt tjocka plattor eller plåtar 148, 150, som bildar ett hus som är avpassat för att placeras mellan ledningarna 18, 20 och den delade ledningen 24. Plåtarna 148, 160 är försedda med bulthål l52 för fastgöring av plåtarna vid flänsar på ledningarna 18, 20 och 24. En öppning 154 är utbildad i varje plåt 148, 150. En spjällventil 156 är monterad i öppningen 154 på axel- tappar 158, 160 som är vridbart lagrade i förhållande till plâtarna 148, 150 från ett stängt läge som är i hu- * vudsak parallellt med plåtarna till ett öppet läge som är i huvudsak vinkelrätt mot plâtarna. En andra spjäll- ventil 162 är monterad i öppningen 154 på en axel 164 som är vridbart lagrad i förhållande till plåtarna 148, 150 från ett stängt läge som är i huvudsak vinkel- rätt mot plåtarna till ett öppet läge, i vilket spjäll- ventilens 162 plan bildar en spetsig vinkel med plåtar- nas 148, 150 plan. Det skall inses att när spjällventi- len 156 befinner sig i det öppna läget och spjällventi- len 162 befinner sig i det stängda läget, kommer ström- men av gas från ledningarna 18, 20 att komma in i båda delarna av den delade ledningen 24 och följaktligen bå- _da delarna av den delade kæmaren 134 hos turbinen 26.Figs. 4 and 5 illustrate a typical shape of a diverter valve 22 which is adapted to divert the flow of exhaust gases from lines 18 and 20 to a portion of line 446 557 12 24 and consequently to only a portion of the turbine 26 chamber. 134. As shown, the diverter valve 22 comprises a pair of relatively thick plates or plates 148, 150, which form a housing adapted to be placed between the conduits 18, 20 and the divided conduit 24. The plates 148, 160 are provided with bolt holes 125 for attachment of the plates at flanges on the conduits 18, 20 and 24. An opening 154 is formed in each plate 148, 150. A throttle valve 156 is mounted in the opening 154 on shaft pins 158, 160 which are rotatably mounted relative to the plates 148, 150 from a closed position which is substantially parallel to the plates to an open position which is substantially perpendicular to the plates. A second damper valve 162 is mounted in the opening 154 on a shaft 164 which is rotatably mounted relative to the plates 148, 150 from a closed position which is substantially perpendicular to the plates to an open position in which the damper valve 162 planes form an acute angle with the plates' 148, 150 planes. It will be appreciated that when the throttle valve 156 is in the open position and the throttle valve 162 is in the closed position, the flow of gas from the lines 18, 20 will enter both parts of the split line 24 and consequently both parts of the split chamber 134 of the turbine 26.
När spjällventilen 156 emellertid befinner sig i stängt läge och spjällventilen 162 befinner sig i öppet läge, kommer gasströmmen från ledningarna 18 och 20 att avle- das till en del av den delade ledningen 24 och följakt- ligen till en del av den deladekammaren 134 hos turbi- nen 26. Läget av spjällventilerna 156 och 162 behöver bara kontrolleras mellan ett fullt öppet läge och ett fullt stängt läge. De kan följaktligen lätt påverkas av solenoiden 126 (fig. 2A) via lämpliga länksystem (ej visade) såsom torde inses av fackmannen inom området.However, when the throttle valve 156 is in the closed position and the throttle valve 162 is in the open position, the gas flow from the lines 18 and 20 will be diverted to a part of the split line 24 and consequently to a part of the split chamber 134 of the turbine. The position of the damper valves 156 and 162 only needs to be checked between a fully open position and a fully closed position. Accordingly, they can be easily actuated by the solenoid 126 (Fig. 2A) via suitable linkage systems (not shown) as will be appreciated by those skilled in the art.
Dä dessa påverkningsmekanismer inte bildar någon del av föreliggande uppfinning, behöver de inte beskrivas här 446 557 13 närmare. Även om en specifik form av en avledarventil har visats och beskrivits, skall det inses att en rad olika typer av avledarventiler eller avledande mekanis- fmer kan användas i enlighet med föreliggande uppfinning förutsatt bara att anordningen har förmåga att avleda hela mängden av motorns avgaser in i en enkel ledning som är riktad endast till en del av turbinen, varigenom turbinens effekt och hastighet kan ökas under låga strömningshastigheter på avgaserna.Since these actuating mechanisms do not form part of the present invention, they need not be described in more detail here. Although a specific form of diverter valve has been shown and described, it is to be understood that a variety of diverter valves or diverting mechanisms may be used in accordance with the present invention provided only that the device is capable of diverting the entire amount of engine exhaust gases into a simple line directed only to a part of the turbine, whereby the power and speed of the turbine can be increased during low flow rates on the exhaust gases.
Fig. 6 är ett tryck-volymdiagram för en Mack 676-kom- pressionständningsmotor som är utrustad med en kom- pressionsreducerande motorbroms som tillverkas av Jacobs Manufacturing Co. Den del av diagrammet som lig- ger mellan punkterna l och 2 representerar kompressions- slaget hos motorn, som börjar vid bottendödpunkten (BDC). Innan kolven när toppdödpunkten (TDC) öppnas ut- blâsningsventilen 90 av motorbromsen och cylindertryc- ket börjar falla. Vid punkt 2a slutar kompressionssla- get och kolven kastar om sin rörelse för att börja vad som skulle vara "kraft"-slaget om motorn blev försedd med bränsle. Punkt 3 representerar slutet av "kraft"- slaget vid BDC. Diagrammet från punkt 3 till punkt 4 representerar utblåsningsslaget, medan diagrammet från punkt 4 till punkt l representerar insugningsslaget.Fig. 6 is a pressure-volume diagram of a Mack 676 compression-ignition engine equipped with a compression-reducing engine brake manufactured by Jacobs Manufacturing Co. The part of the diagram that lies between points 1 and 2 represents the compression stroke of the engine, which starts at the bottom dead center (BDC). Before the piston reaches the top dead center (TDC), the exhaust valve 90 is opened by the engine brake and the cylinder pressure begins to drop. At point 2a, the compression stroke ends and the piston reverses its movement to begin what would be the "force" stroke if the engine was supplied with fuel. Point 3 represents the end of the "force" battle at BDC. The diagram from point 3 to point 4 represents the blow-out stroke, while the diagram from point 4 to point 1 represents the intake stroke.
Under kompressions- och utblâsningsslagen utföres arbe- te av motorn som komprimerar luften i cylindern, medan motorn under "kraft"- och insugningsslagen avger den lagrade energin till motorkylsystemet och avgassystemet.During the compression and exhaust strokes, work is performed by the engine which compresses the air in the cylinder, while during the "force" and intake strokes the engine delivers the stored energy to the engine cooling system and the exhaust system.
Området inom diagrammet är därför proportionell mot den retarderande kraft som utvecklas av motorn under använd- ning av den tidigare kända motorbromsen från Jacobs Manufacturing Co.The area within the diagram is therefore proportional to the decelerating force developed by the engine using the previously known engine brake from Jacobs Manufacturing Co.
Fig. 8 (kurvan A) är en grafisk framställning som visar variationen i retarderande hästkraft i förhållande till 445 557 14 motorhastigheten för en Mack 676-kompressionständnings- motor som är försedd med en motorbroms från Jacbos Manufacturing Co. av den typ som schematiskt visas i fig. 2.Fig. 8 (curve A) is a graph showing the variation in decelerating horsepower relative to the engine speed of a Mack 676 compression-ignition engine equipped with an engine brake from Jacbos Manufacturing Co. of the type schematically shown in Fig. 2.
I enlighet med föreliggande uppfinning âstadkommes en avledarventil av den typ som visas i fig. 4 och 5 i ut- blåsningsröret hos en Mack 676-motor som är utrustad med en avgasdriven turbokompressor och en motorbroms av typ Jacobs. Den anmärkningsvärda förbättringen i motorbroms- prestanda liksom i motorns driftsprestanda visas vad' beträffar bromsprestanda i fig. 7 och 8.In accordance with the present invention, a diverter valve of the type shown in Figures 4 and 5 is provided in the exhaust pipe of a Mack 676 engine equipped with an exhaust turbocharger and a Jacobs engine. The remarkable improvement in engine braking performance as well as in engine operating performance is shown in terms of braking performance in Figures 7 and 8.
Fig. 7 är ett tryck-volymdiagram liknande det i fig. 6, men visande effekten av tillsatsen av avledarventilen.Fig. 7 is a pressure-volume diagram similar to that of Fig. 6, but showing the effect of the addition of the diverter valve.
Det uppmärksammas att ett avsevärt högre maximumtryck uppnås på kompressionsslaget, medan kurvan för "kraft"- slaget är relativt oförändrad så att ytan mellan kur- vorna, som är proportionell mot den retarderande kraf- ten i hästkrafter, har ökat. Pâ samma sätt har maxi- mumtrycket (liksom det genomsnittliga effektiva tryc- ket) under utblâsningsslaget ökats så att ytan mellan kurvorna för utblâsningsslaget och insugningsslaget och den retarderande kraften i hästkrafter som repre- senteras därav har också ökats.It is noted that a considerably higher maximum pressure is achieved on the compression stroke, while the curve for the "force" stroke is relatively unchanged so that the area between the curves, which is proportional to the retarding force in horsepower, has increased. Similarly, the maximum pressure (as well as the average effective pressure) during the blow-out stroke has been increased so that the area between the curves of the blow-out stroke and the suction stroke and the retarding force in horsepower represented thereby has also been increased.
Kurvan B i fig. 8 är ett diagram av den retarderande kraft i hästkrafter som utvecklas av anordningen en- ligt föreliggande uppfinning. Det uppmärksammas att vid samtliga motorhastigheter inom det användbara drifts- området för motorn är den retarderande kraft i hästkraf- ter som utvecklas av motorn, som arbetar i enlighet med föreliggande uppfinning, större än den som är tillgäng- lig när motorn endast fungerar med standardbromsen av Jacobs-typen. Vid de högre motorhastigheterna, som van- 446 557 ligtvis råder vid användning av motorbromsen, ökas dess- utom förbättringen i bromsprestanda i stor utsträck- ning.Curve B in Fig. 8 is a graph of the retarding force in horsepower developed by the device according to the present invention. It is noted that at all engine speeds within the usable operating range of the engine, the retarding force in horsepower developed by the engine operating in accordance with the present invention is greater than that available when the engine operates only with the standard brake of Jacobs type. At the higher engine speeds, which usually prevail when using the engine brake, the improvement in braking performance is also greatly increased.
Det är vårt antagande att förbättringen 1 bromsprestan- da beror på den synergistiska reaktionen hos motorbrom- sen av Jacob-typ och den avgasdrivna turbokompressorn som har den delade kammanaloch avledarventilen. När mo- torbromsning erfordras, exempelvis under körning nedför en lång backe, körs motorn nära toppen av sitt drifts- mässiga hastighetsomrâde, men motorn matas inte med bränsle. Som en följd därav minskas både volymen och temperaturen hos avgaserna. Detta alstrar de två skad- liga effekter som tidigare beskrivits. Dessa skadliga effekter tas med i beräkningen genom att avleda hela mängden tillgängliga avgaser genom en del av turbinen så att turbinmunstyckets hastighet ökas med en resulte- rande ökning i kompressorhastigheten. Med ökad kompres- sorhastighet kan en större luftmängd tillföras vid mo- torinloppet, vilket således ökar kompressionsarbetet som utföres av motorn såsom visas genom kurvan l' - 2' i fig. 7 i jämförelse med kurvan 1 - '2 1 fig. s. Dees- utom är effekten med avledarventilen att åstadkomma en g begränsning i utblåsningsröret, som resulterar i ökat motstånd under utblåsningsslaget. Denna senare effekt visas genom en jämförelse mellan kurvan 3' - 4' i fig. 7 och kurvan 3 - 4 i fig. 6. Det ökade arbete som utföres av motorn under kompressions- och utblåsningsslagen återspeglas i en ökad temperatur på avgaserna som också ökar avgasernas volym. Såsom angivits ovan medför en ök- ning i avgasvolymen en ökning av turbinens hastighet och detta ökar ytterligare luftmängden som tillföres till motorn via kompressorn. Det är således uppenbart att den nya kombinationen av den kompressionsreduceran- de motorbromsen och den avgasdrivna turbokompressorn med dess avledarventil ger en synergistisk effekt i det att 446 557 16 den kompressionsreducerande motorbromsen fungerar på ett förbättrat sätt och även fungerar som en utblåsnings- broms.It is our assumption that the improvement in braking performance is due to the synergistic reaction of the Jacob-type engine brake and the exhaust-driven turbocharger having the split cam and diverter valve. When engine braking is required, for example while driving down a long hill, the engine runs near the top of its operating speed range, but the engine is not powered by fuel. As a result, both the volume and the temperature of the exhaust gases are reduced. This creates the two harmful effects previously described. These harmful effects are taken into account by diverting the entire amount of available exhaust gases through a part of the turbine so that the speed of the turbine nozzle is increased with a resulting increase in the compressor speed. With increased compressor speed, a larger amount of air can be supplied at the engine inlet, which thus increases the compression work performed by the engine as shown by curve 1 '- 2' in Fig. 7 in comparison with curve 1 - '2 in Fig. P. except the effect with the diverter valve is to cause a g constraint in the exhaust pipe, which results in increased resistance during the exhaust stroke. This latter effect is shown by a comparison between curves 3 '- 4' in Fig. 7 and curves 3 - 4 in Fig. 6. The increased work performed by the engine during the compression and exhaust strokes is reflected in an increased temperature of the exhaust gases which also increases. the volume of the exhaust gases. As stated above, an increase in the exhaust volume increases the speed of the turbine and this further increases the amount of air supplied to the engine via the compressor. It is thus obvious that the new combination of the compression-reducing engine brake and the exhaust-driven turbocharger with its diverter valve provides a synergistic effect in that the compression-reducing engine brake functions in an improved manner and also functions as an exhaust brake.
Dessutom skall framhållas att det inte bara är broms- prestationen som förbättras, utan även motorns drifts- prestanda förbättras. Såsom tidigare nämnts ovan in- träffar det ofta, att en stigning omedelbart följer en lång nedförsbacke under vilken motorbromsen har varit nödvändigt att använda. Vid slutet av nedförsbacken har emellertid motortemperaturen minskat avsevärt och den avgasdrivna turbokompressorn har saktats ned. Under dessa betingelser är det, såsom tidigare nämnts ovan, svårt att snabbt accelerera motorn. Med kombinationen enligt föreliggande uppfinning kommer inte bara motor- temperaturen att bli högre (eftersom det ökade arbetet som utföres på den ökade luftströmmängden under motorns bromsarbete), utan den avgasdrivna turbokompressorns hastighet kommer också att bibehållas genom den kombi- nerade effekten från avledarventilen och den ökade luftströmningsmängden. Den avgasdrivna turbokompressorn kommer således att arbeta med en hastighet som ligger närmare den som erfordras för den snabba accelerationen av motorn. En ytterligare fördel i prestanda ligger i det faktumet att vid början av bränsleinsprutningen kommer den högre temperaturen och större luftströmnings- mängden att befrämja fullständig förbränning och undvi- kandet av utsläpp av avgasrök med dess åtföljande ef- fektförlust. Bibehâllandet av motortemperatur och luft- strömningsmängden tenderar även till att förhindra sot- ning under motorbromsens funktion.In addition, it should be emphasized that it is not only the braking performance that is improved, but also the engine's operating performance is improved. As previously mentioned above, it often happens that a climb immediately follows a long downhill below which the engine brake has been necessary to use. At the end of the downhill, however, the engine temperature has dropped significantly and the exhaust-driven turbocharger has slowed down. Under these conditions, as previously mentioned above, it is difficult to accelerate the engine quickly. With the combination of the present invention, not only will the engine temperature be higher (because of the increased work performed on the increased amount of air flow during engine braking), but the speed of the exhaust turbocharger will also be maintained by the combined power from the diverter valve and the increased the amount of air flow. The exhaust-driven turbocharger will thus operate at a speed closer to that required for the rapid acceleration of the engine. A further advantage in performance lies in the fact that at the beginning of the fuel injection, the higher temperature and larger amount of air flow will promote complete combustion and the avoidance of exhaust fumes with its attendant power loss. Maintaining engine temperature and airflow rate also tends to prevent sooting during engine brake operation.
Medan kombinationen enligt föreliggande uppfinning in- nefattar funktionen med att öka trycket i utblåsnings- röret och är i detta avseende i viss del analog med en 446 557 17 utblâsningsbroms, undviker denna kombination en av hu- vudnackdelarna hos en utblåsningsbroms, nämligen prob- lemet med ventilflytning. Trycket i utblåsningsröret är vanligen begränsat av kravet att det inte får överstiga kraften hos utblâsningsventilens fjäder. Användningen av motorbromsen tillförsäkrar emellertid att trycket på förbränningssidan hos utblâsningsventilen kommer att vara i huvudsak större under insugningscykeln än det som råder när en utblåsningsbroms enbart användes. Med detta större tryck kommer den kompressionsreducerande bromsen att arbeta vid ett högre tryck i utblåsningsrö- ret utan problemet med ventilflytning. Eliminering av ventilflytning medför att man kan bibehålla högre tryck i utblåsningsröret vilket ger ytterligare retarderande kraft.While the combination of the present invention includes the function of increasing the pressure in the exhaust pipe and is in this respect to some extent analogous to an exhaust brake, this combination avoids one of the main disadvantages of an exhaust brake, namely the problem of valve removal. The pressure in the exhaust pipe is usually limited by the requirement that it must not exceed the force of the exhaust valve spring. However, the use of the engine brake ensures that the pressure on the combustion side of the exhaust valve will be substantially greater during the intake cycle than that prevailing when an exhaust brake is used alone. With this greater pressure, the compression-reducing brake will operate at a higher pressure in the exhaust pipe without the problem of valve flow. Elimination of valve flow means that higher pressure can be maintained in the exhaust pipe, which provides additional retarding force.
En ytterligare fördel som tillkommer kombinationen en- ligt föreliggande uppfinning hänför sig till den presta- tionsmässiga pålitligheten av den avgasdrivna turbo- kompressorn. Effekten med det högre trycket i insug- ningsröret är att reducera tryckskillnaden över den av- gasdrivna turbokompressorn från kompressorn till turbi- nen. Detta betyder att sidotrycket på den avgasdrivna turbokompressorns lagringar reduceras så att den avgas- drivna turbokompressorns pålitlighet ökas. Ännu en fördel med kombinationen enligt föreliggande uppfinning gentemot en motorbroms och utblåsningsbroms, som är utformad att ge samma retarderande kraft, är minskningen av trycket i turbinhuset, som ökar turbi- nens livslängd och dess pålitlighet. Utblåsningsbromsen ökar nödvändigtvis trycket i utblåsningsledningen, me- dan kombinationen enligt föreliggande uppfinning ökar trycket i insugningsröret med endast en relativt liten ökning i trycket i utblåsningsröret. Det faktumet att 446 557 18 föreliggande uppfinning alstrar samma retarderande kraft med en mindre ökning i trycket i utblâsningsröret betyder att påkänningen på turbinhuset är mindre och följaktligen att turbinens livslängd ökas. De ord och uttryck som har använts utnyttjas för beskrivningens skull och inte i begränsande syfte och det finns ingen avsikt att med vid användningen av sådana ord och ut- tryck utesluta nâgra ekvivalenta utföringsformer till dem som visats och beskrivits. Det skall därför inses att en rad olika modifieringar är möjliga inom ramen för efterföljande patentkrav.A further advantage added to the combination according to the present invention relates to the performance reliability of the exhaust-driven turbocharger. The effect of the higher pressure in the intake manifold is to reduce the pressure difference across the exhaust-driven turbocharger from the compressor to the turbine. This means that the lateral pressure on the exhaust gas turbine compressor bearings is reduced so that the reliability of the exhaust gas turbocharger is increased. Yet another advantage of the combination of the present invention over an engine brake and exhaust brake, which is designed to provide the same retarding force, is the reduction of the pressure in the turbine housing, which increases the life of the turbine and its reliability. The exhaust brake necessarily increases the pressure in the exhaust line, while the combination according to the present invention increases the pressure in the intake pipe with only a relatively small increase in the pressure in the exhaust pipe. The fact that the present invention produces the same retarding force with a smaller increase in the pressure in the exhaust pipe means that the stress on the turbine housing is less and consequently that the life of the turbine is increased. The words and expressions that have been used are used for the sake of description and not for limiting purposes and there is no intention to exclude from the use of such words and expressions any equivalent embodiments to those shown and described. It is therefore to be understood that a variety of modifications are possible within the scope of the appended claims.
Claims (5)
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US2144579A | 1979-03-19 | 1979-03-19 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| SE8002056L SE8002056L (en) | 1980-09-20 |
| SE446557B true SE446557B (en) | 1986-09-22 |
Family
ID=21804274
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| SE8002056A SE446557B (en) | 1979-03-19 | 1980-03-17 | ENGINE BRAKE SYSTEM FOR A COMBUSTION ENGINE AND WAY TO CARRY OUT BRAKE |
Country Status (15)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5920852B2 (en) |
| AU (1) | AU539345B2 (en) |
| BE (1) | BE882266A (en) |
| CA (1) | CA1131452A (en) |
| CH (1) | CH648903A5 (en) |
| DE (1) | DE3010219A1 (en) |
| DK (1) | DK114580A (en) |
| ES (2) | ES489618A0 (en) |
| FR (1) | FR2457385B1 (en) |
| GB (1) | GB2044851B (en) |
| IT (1) | IT1128044B (en) |
| LU (1) | LU82264A1 (en) |
| NL (1) | NL8001566A (en) |
| SE (1) | SE446557B (en) |
| ZA (1) | ZA801542B (en) |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB2131128B (en) * | 1982-10-23 | 1985-09-25 | Cummins Engine Co Inc | Exhaust braking valve |
| DE3935367A1 (en) * | 1989-10-24 | 1991-04-25 | Daimler Benz Ag | Engine brake operating system - increases working gas pressure to increase brake action |
| US5540201A (en) | 1994-07-29 | 1996-07-30 | Caterpillar Inc. | Engine compression braking apparatus and method |
| RU2706246C2 (en) * | 2016-11-18 | 2019-11-15 | Федеральное Государственное Казенное Военное Образовательное Учреждение Высшего Образования Военный Учебно-Научный Центр Сухопутных Войск "Общевойсковая Академия Вооруженных Сил Российской Федерации" | Start-up device of gasoline internal combustion engine of automobile |
| DE102017004819A1 (en) * | 2017-05-18 | 2018-11-22 | Man Truck & Bus Ag | Operating method for a driver assistance system and motor vehicle |
Family Cites Families (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB821799A (en) * | 1958-01-16 | 1959-10-14 | Nordberg Manufacturing Co | Improvements in or relating to internal combustion engines |
| FR1314780A (en) * | 1962-02-12 | 1963-01-11 | Cav Ltd | Radial Flow Turbine Supercharger |
| US3220392A (en) * | 1962-06-04 | 1965-11-30 | Clessie L Cummins | Vehicle engine braking and fuel control system |
| NL296316A (en) * | 1962-08-07 | |||
| US3405699A (en) * | 1966-06-17 | 1968-10-15 | Jacobs Mfg Co | Engine braking system with trip valve controlled piston |
| DE1807070C3 (en) * | 1968-11-05 | 1980-05-14 | Kloeckner-Humboldt-Deutz Ag, 5000 Koeln | Reciprocating internal combustion engine with a throttle element in the exhaust pipe |
| GB1279977A (en) * | 1968-12-14 | 1972-06-28 | Vauxhall Motors Ltd | Internal combustion engine valve actuator mechanism |
| US3557549A (en) * | 1969-03-21 | 1971-01-26 | Caterpillar Tractor Co | Turbocharger system for internal combustion engine |
| US4008572A (en) * | 1975-02-25 | 1977-02-22 | Cummins Engine Company, Inc. | Turbine housing |
| SE7803829L (en) * | 1977-05-19 | 1978-11-20 | Wallace Murray Corp | BRAKE APPARATUS |
-
1980
- 1980-02-13 CA CA345,666A patent/CA1131452A/en not_active Expired
- 1980-03-17 ES ES489618A patent/ES489618A0/en active Granted
- 1980-03-17 NL NL8001566A patent/NL8001566A/en not_active Application Discontinuation
- 1980-03-17 JP JP55032817A patent/JPS5920852B2/en not_active Expired
- 1980-03-17 GB GB8008886A patent/GB2044851B/en not_active Expired
- 1980-03-17 SE SE8002056A patent/SE446557B/en not_active IP Right Cessation
- 1980-03-17 DK DK114580A patent/DK114580A/en not_active Application Discontinuation
- 1980-03-17 FR FR8005948A patent/FR2457385B1/en not_active Expired
- 1980-03-17 AU AU56525/80A patent/AU539345B2/en not_active Ceased
- 1980-03-17 DE DE19803010219 patent/DE3010219A1/en not_active Ceased
- 1980-03-17 LU LU82264A patent/LU82264A1/en unknown
- 1980-03-17 IT IT67401/80A patent/IT1128044B/en active
- 1980-03-17 ZA ZA00801542A patent/ZA801542B/en unknown
- 1980-03-17 BE BE0/199826A patent/BE882266A/en not_active IP Right Cessation
- 1980-03-17 CH CH2090/80A patent/CH648903A5/en not_active IP Right Cessation
- 1980-05-09 ES ES491323A patent/ES8103275A1/en not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| FR2457385A1 (en) | 1980-12-19 |
| NL8001566A (en) | 1980-09-23 |
| DK114580A (en) | 1980-09-20 |
| SE8002056L (en) | 1980-09-20 |
| JPS55125320A (en) | 1980-09-27 |
| ZA801542B (en) | 1981-06-24 |
| ES8100422A1 (en) | 1980-11-01 |
| AU539345B2 (en) | 1984-09-20 |
| GB2044851B (en) | 1983-05-05 |
| ES491323A0 (en) | 1981-02-16 |
| DE3010219A1 (en) | 1980-10-02 |
| JPS5920852B2 (en) | 1984-05-16 |
| ES8103275A1 (en) | 1981-02-16 |
| AU5652580A (en) | 1980-09-25 |
| LU82264A1 (en) | 1980-10-08 |
| BE882266A (en) | 1980-09-17 |
| ES489618A0 (en) | 1980-11-01 |
| IT8067401A0 (en) | 1980-03-17 |
| GB2044851A (en) | 1980-10-22 |
| IT1128044B (en) | 1986-05-28 |
| FR2457385B1 (en) | 1986-04-25 |
| CH648903A5 (en) | 1985-04-15 |
| CA1131452A (en) | 1982-09-14 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4395884A (en) | Method and apparatus for improved engine braking and operation | |
| US7481056B2 (en) | Turbocharger with adjustable throat | |
| EP1723326B1 (en) | Compressor, internal combustion engine comprising a compressor and method for operating an internal combustion engine | |
| SE511835C2 (en) | Apparatus and method for supplying additional air to an internal combustion engine | |
| SE518687C2 (en) | Ways to control the charge pressure of a turbocharged internal combustion engine and such engine | |
| US20030000211A1 (en) | Method for driving an internal-combustion engine and an internal-combustion engine | |
| US20080092538A1 (en) | Exhaust gas turbocharger for an internal combustion engine | |
| SE451337B (en) | PROCEDURE FOR CONTROL OF WORK PROCEDURE IN A UNDERTAKING COMBUSTION Piston Engine | |
| CN105822379B (en) | Engine brake device and method for operating an engine brake device | |
| CN101688468B (en) | Internal combustion engine with turbocharger | |
| CN104005837A (en) | Supercharged internal combustion engine with two-channel turbine and method for operating an internal combustion engine of said type | |
| US4995348A (en) | Two-stroke internal combustion engines and process for operating said engines | |
| US8840365B2 (en) | Adjustable core turbocharger | |
| EP3058235B1 (en) | Combustion engine and gas handling system for pneumatic operation of a valve actuator | |
| SE450511B (en) | DEVICE FOR A STRUCTURED COMBUSTION ENGINE WITH A CHARGER | |
| US2444644A (en) | Speed responsive regulation of turbosupercharged engines | |
| US4145875A (en) | Variable flow capacity gas turbine engine for improved part load fuel economy | |
| CN108350795B (en) | Supercharged internal combustion engine | |
| SE446557B (en) | ENGINE BRAKE SYSTEM FOR A COMBUSTION ENGINE AND WAY TO CARRY OUT BRAKE | |
| JPH05263671A (en) | Valve timing control device of internal-combustion engine with turbocharger | |
| SE469906B (en) | Device for controlling the operation of a combustion piston engine | |
| US9267427B2 (en) | Variable geometry turbine vane | |
| US4311084A (en) | Pneumatic engine | |
| JPS6344936B2 (en) | ||
| SE441942B (en) | ENGINE BRAKE SYSTEM |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| NAL | Patent in force |
Ref document number: 8002056-3 Format of ref document f/p: F |
|
| NUG | Patent has lapsed |
Ref document number: 8002056-3 Format of ref document f/p: F |