SE451337B - Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor - Google Patents

Description

15 20 25 30 35 451 337 högre effekt har man därvid kommit att använda allt högre över- laddningstryck, vilket med moderna turbokompressorer med hög verkningsgrad ger betydligt högre tryck i motorns inloppssystem än'i dess avgassystem. Denna tryckskillnad ökar med ökande be- lastning, dvs. med ökande avgastemperatur. Vid höga överladd- ningstryck accentueras detta ytterligare om man tillämpar över- laddning enligt liktrycksprincipen. Tryckpulserna i avgassys- temet är därvid små.

Man har redan tidigare försökt åstadkomma högre termisk verk- ningsgrad. Redan Rudolf Diesel tänkte sig en fullständig ex- pansion under arbetstakten och en utskjutning av avgaserna vid konstant tryck. Detta har följts upp av Atkinson. Den teoretiska termiska verkningsgraden för Atkinsons kretsprocess är ungefär 25 % högre än verkningsgraden hos den kretsprocess som i dag utnyttjas, där avgaserna då utloppsventilen öppnas har ett relativt högt tryck och i kretsprocessen ger upphov till en trycksänkning vid konstant volym. Vid överladdade motorer försöker man så långt möjligt låta expansionen fort- sätta i turbokompressorn, vilket om detta kunde ske utan för- luster skulle resultera i en gemensam verkningsgrad för för- bränningskolvmotor och turbin lika med verkningsgraden i Atkinsons kretsprocess. Detta kan icke helt genomföras i praktiken, bl.a. därför att utströmningen över utloppsventilen till en början sker med kritisk strömning, men man uppnår en förbättrad verkningsgrad. En nackdel med Atkinsons kretspro- cess är att den utvecklade energin under en arbetscykel är så liten, att den ökade termiska verkningsgraden motverkas av sänkt mekanisk verkningsgrad. Atkinsons kretsprocess har därför hittills varit mindre intressant för praktisk tillämpning.

Den snabba utvecklingen av turbokompressorer för överladdning av förbränningskolvmotorer har möjliggjort överladdning med överladdningstryck, som är så höga, att de inte kan utnyttjas vid kända motorer med de krav som ställts på livslängd och tillförlitlighet. Dessa höga överladdningstryck skulle emel- lertid öka energiutbytet i Atkinsons kretsprocess. Detta inne- bär att den höga termodynamiska verkningsgraden i mindre grad 10 15 20 25 30 35 451 357 pâverkas av friktionsförlusterna, så att man får en högre total verkningsgrad. A För ökning av förbränningskolvmotorns maximala effekt och för att förbättra driftsförhållandena för turbokompressorn har man tidigare föreslagit att utloppsventilen öppnas en andra gång un- der varje arbetscykel, nämligen under den sista delen av motorns inloppstakt. Detta visas exempelvis i EP-A1-0 075 502. Därvid är utloppsventilen öppen då kolven befinner sig i närheten av sitt undre vändläge under inloppstakten, så att luft från cy- lindern strömmar ut i utloppssystemet för att öka gasmängden till turbokompressorn.

Till skillnad från detta är ändamålet med föreliggande uppfin- ning att åstadkomma ett förfarande av inledningsvis angivet slag, vilket förfarande gör det möjligt att uppnå hög termisk verk- ningsgrad hos motorn, dvs låg specifik bränsleförbrukning, samti- digt som motoreffekten hålles hög. Detta sker enligt uppfinnin- gen genom att utloppsventilens andra öppning sker då kolven un- der kompressionstakten befinner sig i ett första förutbestämt lä- ge på avsevärt avstånd från sitt nedre vändläge och utloppsven- tilens andra stängning sker då kolven under kompressionstakten befinner sig i ett andra förutbestämt läge på längre avstånd från sitt nedre vändläge än det första förutbestämda läget.

Uppfinningen beskrives närmare med hänvisning till bifogade ritningar, på vilka fig. 1 är ett schematiskt PV-diagram för en kolvförbränningsmotor, där kretsprocessen för en diesel- motor visas med streckade linjer och Atkinsons kretsprocess visas med heldragna linjer, fig. 2 är ett diagram, som visar den teoretiska verkningsgraden för kretsprocesserna enligt fig. 1, som funktion av kompressionsförhållandet, fig. 3 är ett schematiskt PV-diagram för en förbränningskolvmotor, i vilken förfarandet enligt uppfinningen utnyttjas, varvid diagrammet visar förhållandena vid fullast hos motorn, fig. 4 är ett schematiskt PV-diagram som motsvarar diagrammet en- ligt fig. 3 men visar förhållandena vid låg belastning hos mo- torn, fig.5 är ett schematiskt diagram som visar tryckförhållandet 10 15 20 25 30 35 451 337 i turbokompressorn som funktion av luftflödet vid olika be- lastningar hos motorn.

I fig. 1 visas schematiskt arbetsförloppet för en motor med den traditionella dieselprocessen (streckade linjer) samt en motor som arbetar enligt Atkinsons kretsprocess (heldragna linjer). Av figuren framgår att Atkinsons kretsprocess förut- sätter fullständig expansion under arbetstakten, medan diesel- processen inte ger en fullständig expansion, utan avgaserna har ett resttryck då utloppsventilen öppnas vid kolvens undre vändläge, så att man får en expansion vid konstant volym vid kolvens undre vändläge. Vidare visar figuren att Atkinsons kretsprocess innefattar att inloppsventilen är öppen under en del av kompressionstakten fram till punkten Vs, där inlopps- ventilen stänger och kompressionen påbörjas. Kompressionen fortsättes därefter fram till punkten VKA, där man uppnår kompressionstrycket PK. Samma kompressionstryck uppnås i die- selprocessen genom att kompressionen börjar redan vid kolvens nedre vändläge, varvid kompressionstrycket uppnås vid läget V KD' Såsom framgår av fig. 1 är den nyttiga energin under ett arbets- förlopp betvdligt mindre vid Atkinsons kretsprocess än vid die- selprocessen. Fig. 2 visar emellertid att den teoretiska verk- ningsgraden för Atkinsons kretsprocess (heldragen linje) är betydligt större än verkningsgraden för dieselprocessen (strec- kad linje).

I fig 3 visas arbetsförloppet i en fyrtakts förbränningskolv- motor med överladdning och av dieseltyp, vilket arbetsförlopp är styrt i enlighet med föreliggande uppfinning. Diagrammet visar förhållandena vid fullast hos motorn. Vid början av inloppstakten är inloppsventilen öppen och luft med overladd- ningstrycket P2 strömmar in i cylindern under kolvens rörelse från läget A till läget B, linjen 1 - 2. I läget B, dvs. vid punkten 2, stänger inloppsventilen. Vid kolvens fortsatta rö- relse till sitt nedre vändläge C sker en adiabatisk expansion av luften i cylindern, linjen 2 - 3. 10 15 20 25 30 35 451 537 Vid kolvens fortsatta rörelse, dvs. under kompressionstakten, sker först en adiabatisk kompression, linjen 3 - 4. Då kolven befinner sig i läget D, dvs. i punkten 4, öppnar utloppsven- tilen, varefter luft med trycket P1, vilket i detta fall mot- svarar trycket i utloppssystemet, pressas ut ur cylindern under kolvens rörelse till läget E, linjen 4 - 5. Vid läget E stänger utloppsventilen åter, varefter den i cylindern befintliga luften komprimeras under kolvens fortsatta rörelse till sitt övre vänd- läge A; linjen 5 ~ 6. Vid läget A, dvs. i punkten 6, uppnås kompressionstrycket PK.

Efter insprutning av bränsle och antändning av detta i cylindern vid kolvens övre vändläge A, linjen 6 - 7, och förbränning vid konstant tryck, linjen 7 - 8, sker en expansion under arbets- takten, linjen 8 - 9. Då kolven när sitt undre vändläge C, dvs. i punkt 9, öppnar utloppsventilen och man får en trycksänkning vid konstant volym, linjen 9 - 10.

En fullständig expansion av avgaserna skulle ha gett ett förlopp enligt de streckade linjerna 9 - 12 - 10. Nu utnyttjas i stället den motsvarande energin i turbokompressorns turbin.

Vid kolvens rörelse från sitt undre vändläge C till sitt övre vändläge A under utloppstakten sker en utskjutning av avgaserna ur cylindern, linjen 10 - 11. Därefter stänges utloppsventilen och inloppsventilen öppnas, vilket ger upphov till en tryck- ökning, linjen 11 - 1. Därefter är arbetscykeln fullbordad, och en ny arbetscykel påbörjas.

Den ovan beskrivna arbetscykeln gäller vid full last hos motorn.

Därvid råder trycket P1 i motorns avgassystem, medan överladd- ningstrycket P2 råder i motorns inloppssystem. Genom den andra öppningen av motorns utloppsventil kommer gastrycket i cylin- dern vid början av den egentliga kompressionen, linjen 5 - 6, att hållas i huvudsak lika med trycket P1 i avgassystemet. Vid olika tryck i avgassystemet kommer därför trycket i cylindern vid kompressionens början att variera, vilket innebär att kom- pressionstrycket PK varierar. Kompressionstrycket kan därför 10 15 20 25 30 35 451 337 på ett enkelt sätt ändras genom ändring av trycket i avgas- systemet, exempelvis genom olika kraftig stqßxing i avgas- systemet.

Vidare kan man vid konstruktionen av motorn välja kolvens läge E vid den andra stängningen av utloppsventilen, dvs. punkten 5, på så sätt i förhållande till kolvens nedre vändpunkt C, att den för bästa verkningsgrad genom bränslet tillförda energin efter förbränningen ger ett sådant tryck, att man vid utlopps- ventilens påföljande öppning efter arbetstakten, punkt 9, får en strömningshastighet hos avgaserna över utloppsventilen som i huvudsak motsvarar kritisk strömning. Detta är emellertid inget krav för genomförandet av processen utan endast en re- kommendation för uppnående av högsta möjliga verkningsgrad genom att överkritisk strömning förhindras.

Genom att det är trycket P1 i motorns utloppssystem som styr utgângstrycket vid kompressionens början, punkt 5, har tryck- nivån sänkts, och kvoten mellan det högsta trycket, som be- stämmes av motorns konstruktion, och det lägsta trycket har ökat. Processens verkningsgrad ökar därigenom antingen genom att ett högre kompressionsförhâllande kan väljas eller att en större mängd energi kan tillföras vid konstant volym, linjen 6 - 7. Dessutom blir temperaturen lägre, vilket sänker kväve- oxidhalten i avgaserna.

Ytan 1, 2, 4, 11, 1 i diagrammet i fig. 3 motsvarar den över- skottsenergi som turbokompressorn avger. Formen på denna yta bestämmes av tidpunkten för stängningen av inloppsventilen, punkt 2. Den senast möjliga tidpunkten för stängning av inlopps- ventilen, i diagrammet betecknad 2', är då den följande adia- batiska expansionen sänker trycket till trycket P1, linjen 2' - 10. I detta fall sammanfaller punkterna 3, 10 och 4.

Om inloppsventilen stänges senare kommer trycket i cylindern vid utloppsventilens öppning att överstiga trycket i utlopps- systemet. Visserligen sker då en efterföljande expansion i turbokompressorn, men detta ger väsentligt lägre verknings- grad än en expansion i cylindern. 'n 10 15 20 25 30 35 7 451 337 En annan följd av att kompressionen startar vid punkt 5 med samma tryck P1 som i utloppssystemet är att man inte behöver tillgripa variabel kompression, exempelvis med teleskopkolvar eller liknande, eftersom trycket i utloppssystemet ökar väsent- ligt mindre med ökad belastning än trycket i inloppssystemet.

Den tidigaste stängningen av inloppsventilen bestämmes av kravet att det skall finnas utrymme för utskjutning av luft ur cylindern till utloppssystemet under kolvens rörelse från läget D till läget E. Luften som släpps ut i utloppssystemet mellan läget D och läget E, linjen 4 - 5, deltar ej i förbrän- ningen utan passerar cylindern. Den kyler därvid cylindern effektivt, bl.a. tack vare att lufttemperaturen är låg till följd av expansionen längs linjen 2 - 3. Temperaturen är även låg under utskjutningen vid kolvens rörelse från läget D till läget E, linjen 4 - 5, varför utloppsventilen får effektiv kylning.

Ett annat villkor för lämplig stängningstidpunkt för inlopps- ventilen kan vara att minska behovet av yttre kylning och er- sätta denna genom inre kylning och öka totalverkningsgraden genom att behovet av kylfläkt bortfaller eller minskar. Därvid kan senare stängning än i läget E vara motiverat för att öka den genomströmmande kylluftmängden.

Kylluften kommer att befinna sig i utloppssystemet närmast ut- loppsventilen när denna öppnar efter arbetstakten, punkt 9.

Ljudhastigheten i utloppssystemet blir därför väsentligt lägre än hos den över utloppsventilen strömmande gasen. Luften utgör därmed en kall propp och sänker hastigheten över utloppsventi- len. Därför kan ett högre förhållande mellan trycket i punkt 9 och trycket i punkt 10 tillåtas innan kritisk strömning uppstår.

Detta kan därvid utnyttjas vid bestämmande av läget E för den andra stängningen av utloppsventilen.

Ju större tryckskillnaden är mellan trycket P2 i inloppssystemet och trycket P1 i utloppssystemet, desto mer kylluft kommer att passera genom motorn. Motorn får därför en inre genomströmning 10 15 20 25 30 35 451 337 av kylluft som är belastningsberoende och risken för alltför kraftig kylning vid låg belastning undvikes.

I fig. 4 visas ett diagram som motsvarar diagrammet i fig. 3 men avser förhållandena vid låg belastning hos motorn. De olika punkterna på kurvan i diagrammet har samma beteckningar som i fig. 3. Som framgår av fig. 4 är överladdningstrycket P2 i detta fall lägre än trycket P1 i utloppssystemet. Detta med- för att man under den andra öppningen av utloppsventilen, dvs. i läget D, fâr en viss tillbakaströmning av avgaser från ut- loppssystemet till cylindern, linjen 4 - 4'. Detta innebär att man får en uppvärmning av cylindern till följd av de avgaser som deltar i förbränningen, vilket underlättar tändningen vid start och påskyndar motorns uppvärmning efter start, samt minskar emissionen av kolväten vid låga belastningar hos motorn.

Eftersom inloppsventilen stänger vid eller nära den tidpunkt då kolven har sin högsta hastighet vid nedåtgående rörelse kommer den volymetriska verkningsgraden att i hög grad pâ- verkas av strypningen över inloppsventilen. I detta samman- hang räknas volymetrisk verkningsgrad som den uppmätta luft- mängden som tillförs motorn dividerat med den del av slag- längden som genomförs från kolvens övre vändläge A till läget B då inloppsventilen stänger multiplicerat med tryckdifferen- sen över turbokompressorn. Luftmängden i cylindern bestämmas av läget E, dvs. tidpunkten för utloppsventilens stängning, punkt 5. En försämrad volymetrisk verkningsgrad inverkar så- ledes ej på luftmängden i cylindern under den egentliga kom- pressionen utan endast på kylluftmängden genom motorn.

Ovan angivna förhållande kan utnyttjas för att öka motorns varvtalsområde utan att luftmängdskurvorna som funktion av belastningen faller utanför turbokompressorns maximala verk- ningsgradsomrâde. För att åstadkomma detta anpassas stryp- förlusterna över inloppsventilen genom lägre lyfthöjd hos ventilen och/eller mindre ventildiameter. Denna effekt visas i diagrammet i fig. 5. I detta diagram avser kurvorna 13 och 14 förhållandena vid låg strypning över inloppsventilen vid 10 15 20 451 337 högt motorvarv respektive lågt motorvarv, medan kurvorna 15 och 16 avser förhållandena vid strypning över inloppsventilen vid högt motorvarv respektive lågt_motorvarv. Kurvan 17 visar turbokompressorns pumpgräns, medan kurvan 18 anger omrâdet för turbokompressorns maximala verkningsgrad. Såsom framgår av fig. 5 kan man således genom att anordna en strypning över inloppsventilen placera en större del av kurvorna inom om- rådet för kompressorns maximala verkningsgrad. Den strypför- lust som erhålles över inloppsventilen kompenseras därvid mer än väl av den ökade kompressorverkningsgraden.

Förfarandet enligt uppfinningen är i första hand tänkt för fyrtakts förbränningskolvmotorer av dieseltyp med hög över- laddning, men förfarandet kan även tillämpas vid lägre över- laddning och vid tändstiftsmotorer, varvid emellertid bränslet måste sprutas in direkt i cylindern och åtgärder måste vid- tagas för tillfredsställande blandning av bränslet med luften före tändningen, exempelvis genom luftrotation och/eller på- tvingad turbulens genom lämplig utformning av förbrännings- rummet.

Uppfinningen är givetvis inte begränsad till_ovan beskrivna utföringsexempel, utan ändringar kan vidtagas inom ramen för efterföljande patentkrav.

Claims (5)

10 15 20 25 30 35 451 357 10 Patentkravi

1. Förfarande för styrning av arbetsförloppet i en fyrtakts förbränningskolvmotor med överladdning och bränsleinsprutning direkt i varje cylinder samt med åtminstone en inloppsventil och en utloppsventil för varje cylinder, vilket förfarande för varje cylinder innefattar att utloppsventilen förutom att hållas öppen (9 - 10 - 11) under utblâsningstakten även öppnas en andra gång under varje arbetscykel, k ä n n e t e c k n a t av att utloppsventilens andra öppning (4) sker då kolven under kompressionstakten befinner sig i ett första förutbestämt lä- ge (D) på avsevärt avstånd från sitt nedre vändläge (C) och utloppsventilens andra stängning (5) sker då kolven under komp- ressionstakten befinner sig i ett andra förutbestämt läge (E) på längre avstånd från sitt nedre vändläge (C) än det första förutbestämda läget (D).

2. Eörfarande enligt krav 1, k ä n n e t e c k n a t av att inloppsventilen öppnas efter stängningen av utloppsventilen då kolven befinner sig i närheten av sitt övre vändläge (A) efter utblåsningstakten och att inloppsventilen stänges (2) under inloppstakten då kolven befinner sig i ett tredje förutbestämt läge (B) pâ avstånd från sitt övre vändläge (A) och på avsevärt avstånd frånsitt nedre vändläge (C).

3. Förfarande enligt krav 1 eller 2, k ä n n e t e c k n a t av att utloppsventilens andra stängning (5) i kolvens andra för- utbestämda läge (E) genomföres så, att den för bästa verknings- grad genom bränslet tillförda energin efter förbränningen ger ett tryck, som vid utloppsventilens påföljande öppning (9) ef- ter arbetstakten ger en strömningshastighet hos avgaserna, som ligger nära gränsen för kritisk strömning.

4. Éörfarande enligt något av krav 1 - 3, k ä n n e t e c k - n a t av att trycket i avgassystemet inställes genom strypning av avgasflödet för ändring av det vid kompressionstaktens slut uppnådda kompressionstrycket. 451 337 11 i

5. Förfarande enligt något av krav 1 - 4; k ä n n e t e c k - n a t av att strypningen över inloppsventilen anpassas så, att luftflödet inom ett förutbestämt varvtalsområde hos motorn ligger inom området för turbokompressorns bästa verkningsgrad.