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

Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor

Info

Publication number
SE451337B
SE451337B SE8503517A SE8503517A SE451337B SE 451337 B SE451337 B SE 451337B SE 8503517 A SE8503517 A SE 8503517A SE 8503517 A SE8503517 A SE 8503517A SE 451337 B SE451337 B SE 451337B
Authority
SE
Sweden
Prior art keywords
piston
outlet valve
pressure
engine
during
Prior art date
Application number
SE8503517A
Other languages
English (en)
Other versions
SE8503517D0 (sv
SE8503517L (sv
Inventor
E Holmer
Original Assignee
Volvo Ab
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 Volvo Ab filed Critical Volvo Ab
Priority to SE8503517A priority Critical patent/SE451337B/sv
Publication of SE8503517D0 publication Critical patent/SE8503517D0/sv
Priority to EP86850244A priority patent/EP0209506B1/en
Priority to DE8686850244T priority patent/DE3662803D1/de
Priority to US06/885,708 priority patent/US4815423A/en
Priority to BR8603377A priority patent/BR8603377A/pt
Priority to ES8600362A priority patent/ES2000277A6/es
Priority to JP61169663A priority patent/JPH0742863B2/ja
Publication of SE8503517L publication Critical patent/SE8503517L/sv
Publication of SE451337B publication Critical patent/SE451337B/sv

Links

Classifications

    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/08Modifying distribution valve timing for charging purposes
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01LCYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02DCONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B1/00Engines characterised by fuel-air mixture compression
    • F02B1/02Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition
    • F02B1/04Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition with fuel-air mixture admission into cylinder
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00Other engines
    • F02B75/02Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
    • F02B2075/022Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
    • F02B2075/027Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle four
    • YGENERAL 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
    • Y02TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02TCLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)

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.
SE8503517A 1985-07-18 1985-07-18 Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor SE451337B (sv)

Priority Applications (7)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE8503517A SE451337B (sv) 1985-07-18 1985-07-18 Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor
EP86850244A EP0209506B1 (en) 1985-07-18 1986-07-08 A method for controlling the working cycle of an internal combustion engine
DE8686850244T DE3662803D1 (en) 1985-07-18 1986-07-08 A method for controlling the working cycle of an internal combustion engine
US06/885,708 US4815423A (en) 1985-07-18 1986-07-15 Method for controlling the working cycle of an internal combustion engine
BR8603377A BR8603377A (pt) 1985-07-18 1986-07-17 Processo para controlar o ciclo de trabalho de um motor de combustao interna de pistao com quatro cursos
ES8600362A ES2000277A6 (es) 1985-07-18 1986-07-17 Un metodo para controlar el ciclo de trabajo de un motor de combustion interna de pistones, de cuatro tiempos
JP61169663A JPH0742863B2 (ja) 1985-07-18 1986-07-18 四サイクル内燃ピストン機関の作動サイクルを制御するための方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE8503517A SE451337B (sv) 1985-07-18 1985-07-18 Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor

Publications (3)

Publication Number Publication Date
SE8503517D0 SE8503517D0 (sv) 1985-07-18
SE8503517L SE8503517L (sv) 1987-01-19
SE451337B true SE451337B (sv) 1987-09-28

Family

ID=20360926

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
SE8503517A SE451337B (sv) 1985-07-18 1985-07-18 Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor

Country Status (7)

Country Link
US (1) US4815423A (sv)
EP (1) EP0209506B1 (sv)
JP (1) JPH0742863B2 (sv)
BR (1) BR8603377A (sv)
DE (1) DE3662803D1 (sv)
ES (1) ES2000277A6 (sv)
SE (1) SE451337B (sv)

Families Citing this family (50)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4203365C1 (sv) * 1992-02-06 1993-02-11 Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De
US7281527B1 (en) * 1996-07-17 2007-10-16 Bryant Clyde C Internal combustion engine and working cycle
US8215292B2 (en) * 1996-07-17 2012-07-10 Bryant Clyde C Internal combustion engine and working cycle
US7222614B2 (en) * 1996-07-17 2007-05-29 Bryant Clyde C Internal combustion engine and working cycle
US6951211B2 (en) * 1996-07-17 2005-10-04 Bryant Clyde C Cold air super-charged internal combustion engine, working cycle and method
FR2780446B1 (fr) * 1998-06-29 2000-12-29 Inst Francais Du Petrole Procede de controle de l'admission d'un moteur turbo-compresse et moteur associe
US6688280B2 (en) * 2002-05-14 2004-02-10 Caterpillar Inc Air and fuel supply system for combustion engine
US6732685B2 (en) * 2002-02-04 2004-05-11 Caterpillar Inc Engine valve actuator
US20050247286A1 (en) * 2002-02-04 2005-11-10 Weber James R Combustion engine including fluidically-controlled engine valve actuator
US7347171B2 (en) * 2002-02-04 2008-03-25 Caterpillar Inc. Engine valve actuator providing Miller cycle benefits
US7201121B2 (en) * 2002-02-04 2007-04-10 Caterpillar Inc Combustion engine including fluidically-driven engine valve actuator
CZ20021326A3 (en) * 2002-04-16 2004-05-12 Frolíkájiříáing Four-stroke rotary internal-combustion engine
US20050235951A1 (en) * 2002-05-14 2005-10-27 Weber James R Air and fuel supply system for combustion engine operating in HCCI mode
US20050229900A1 (en) * 2002-05-14 2005-10-20 Caterpillar Inc. Combustion engine including exhaust purification with on-board ammonia production
US7069887B2 (en) * 2002-05-14 2006-07-04 Caterpillar Inc. Engine valve actuation system
US7100552B2 (en) * 2002-05-14 2006-09-05 Caterpillar Inc. Control system and method for variable valve actuation system
US6928969B2 (en) * 2002-05-14 2005-08-16 Caterpillar Inc System and method for controlling engine operation
US20050235950A1 (en) * 2002-05-14 2005-10-27 Weber James R Air and fuel supply system for combustion engine
US20050235953A1 (en) * 2002-05-14 2005-10-27 Weber James R Combustion engine including engine valve actuation system
US20030213444A1 (en) * 2002-05-14 2003-11-20 Cornell Sean O. Engine valve actuation system
US6941909B2 (en) * 2003-06-10 2005-09-13 Caterpillar Inc System and method for actuating an engine valve
US6807929B2 (en) 2002-05-14 2004-10-26 Caterpillar Inc Engine valve actuation system and method
US7191743B2 (en) * 2002-05-14 2007-03-20 Caterpillar Inc Air and fuel supply system for a combustion engine
US20050247284A1 (en) * 2002-05-14 2005-11-10 Weber James R Air and fuel supply system for combustion engine operating at optimum engine speed
US20050241597A1 (en) * 2002-05-14 2005-11-03 Weber James R Air and fuel supply system for a combustion engine
US7004122B2 (en) * 2002-05-14 2006-02-28 Caterpillar Inc Engine valve actuation system
US7252054B2 (en) * 2002-05-14 2007-08-07 Caterpillar Inc Combustion engine including cam phase-shifting
US6957634B2 (en) * 2002-10-04 2005-10-25 Caterpillar Inc. Engine valve actuator
US20040177837A1 (en) * 2003-03-11 2004-09-16 Bryant Clyde C. Cold air super-charged internal combustion engine, working cycle & method
US7178491B2 (en) * 2003-06-05 2007-02-20 Caterpillar Inc Control system and method for engine valve actuator
US6912458B2 (en) * 2003-06-25 2005-06-28 Caterpillar Inc Variable valve actuation control for operation at altitude
US6976459B2 (en) * 2003-07-15 2005-12-20 Caterpillar Inc Control system and method for a valve actuator
US7318398B2 (en) 2003-08-15 2008-01-15 Caterpillar Inc. Engine valve actuation system
US20050039711A1 (en) * 2003-08-18 2005-02-24 Bryant Clyde C. Internal combustion engine and working cycle
US6935287B2 (en) * 2003-09-30 2005-08-30 Caterpillar Inc System and method for actuating an engine valve
US20050087159A1 (en) * 2003-10-28 2005-04-28 Caterpillar, Inc. Engine valve actuation system
US7007650B2 (en) * 2003-10-31 2006-03-07 Caterpillar Inc Engine valve actuation system
US6988471B2 (en) 2003-12-23 2006-01-24 Caterpillar Inc Engine valve actuation system
US7114485B2 (en) * 2004-01-15 2006-10-03 Pien Pao C Over expanded two-stroke engines
US6848416B1 (en) * 2004-01-15 2005-02-01 Pao C. Pien Over expanded limited-temperature cycle two-stroke engines
JP2006029247A (ja) * 2004-07-20 2006-02-02 Denso Corp エンジンの停止始動制御装置
US20060082682A1 (en) * 2004-10-15 2006-04-20 Hoodman Corporation Camera LCD screen viewing device
US7882631B2 (en) * 2005-10-13 2011-02-08 Anthony Nicholas Zurn Methods for controlling valves of an internal combustion engine, devices for controlling the valves, and engines employing the methods
US7765806B2 (en) * 2006-08-21 2010-08-03 Gm Global Technology Operations, Inc. Atkinson cycle powertrain
WO2008150922A1 (en) * 2007-05-29 2008-12-11 Ab Engine Incorporated High efficiency internal combustion engine
US7640911B2 (en) * 2007-08-28 2010-01-05 Pien Pao C Two-stroke, homogeneous charge, spark-ignition engine
US8051827B1 (en) 2010-11-19 2011-11-08 Pao Chi Pien Applying the law of conservation of energy to the analysis and design of internal combustion engines
US8826868B2 (en) 2012-04-02 2014-09-09 Pao Chi Pien Reciprocating internal combustion engine
US9394834B2 (en) 2012-07-16 2016-07-19 Ford Global Technologies, Llc Method and device for controlling an internal combustion engine
US10221779B2 (en) * 2016-12-16 2019-03-05 Ford Global Technologies, Llc System and method for providing EGR to an engine

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE566592C (de) * 1932-12-22 Myron Seiliger Arbeitsverfahren fuer Viertaktbrennkraftmaschinen
BE368471A (sv) * 1930-03-11
US1952881A (en) * 1932-07-30 1934-03-27 Clarke C Minter Internal combustion engine
US2344993A (en) * 1939-01-03 1944-03-28 Lysholm Alf Internal combustion engine
GB712613A (en) * 1950-11-28 1954-07-28 Miller Ralph Improvements in or relating to internal combustion engines
US2817322A (en) * 1956-04-30 1957-12-24 Miller Ralph Supercharged engine
US3015934A (en) * 1956-11-29 1962-01-09 Miller Ralph Load acceleator for supercharged engine
FR2448032A1 (fr) * 1979-02-05 1980-08-29 Semt Procede pour ameliorer le rendement d'un moteur a combustion interne notamment suralimente
JPS5686318U (sv) * 1979-12-07 1981-07-10
JPS57171011A (en) * 1981-04-13 1982-10-21 Mitsubishi Motors Corp Braking device for multicylinder four stroke cycle internal combustion engine
FR2512496A1 (fr) * 1981-09-10 1983-03-11 Semt Procede d'amenagement des conditions de fonctionnement d'un moteur a combustion interne et moteur ainsi amenage

Also Published As

Publication number Publication date
DE3662803D1 (en) 1989-05-18
US4815423A (en) 1989-03-28
EP0209506A1 (en) 1987-01-21
BR8603377A (pt) 1987-02-24
JPH0742863B2 (ja) 1995-05-15
SE8503517D0 (sv) 1985-07-18
EP0209506B1 (en) 1989-04-12
SE8503517L (sv) 1987-01-19
JPS6241935A (ja) 1987-02-23
ES2000277A6 (es) 1988-02-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
SE451337B (sv) Forfarande for styrning av arbetsforloppet i en fyrtakts forbrenningskolvmotor
KR910010170B1 (ko) 배기 가스 터어보 과급기로 과급되는 내연기관
SE514969C2 (sv) Förbränningsmotor
KR890002317B1 (ko) 내연기관의 운전조건 조절방법 및 그러한 구조의 엔진
SE512943C2 (sv) Förbränningsmotor
US5673560A (en) Cooling for gas turbine-two stroke piston compound engine
US4995348A (en) Two-stroke internal combustion engines and process for operating said engines
SE518687C2 (sv) Sätt att styra laddtrycket vid turboladdad förbränningsmotor samt dylik motor
EP0401284A4 (en) Internal combustion engine turbosystem and method
US4940029A (en) Turbocompounded two-stroke piston engines
KR102242378B1 (ko) 대형 2행정 단류 소기식 기체 연료 엔진 및 그 제어 방법
SE469906B (sv) Anordning för styrning av arbetsförloppet i en förbränningskolvmotor
SE469907B (sv) Anordning för styrning av arbetsförloppet i en förbränningskolvmotor
KR101045920B1 (ko) 왕복 내연기관의 작동 방법
JP7036823B2 (ja) 内燃機関および内燃機関を運転する方法
JP2020143577A (ja) ターボ過給機付きガスエンジン及びその燃焼方法
FI122558B (sv) Förfarande för att driva en kolvmotor
NO873869L (no) Turbocompound 2-takts stempelmotorer.
KR20180124678A (ko) 내열기관의 배기압력 조절 및 단열 열 낙차를 이용한 효율 증대 방법
JPS60209633A (ja) マルチフユ−エル可変過給式エンヂン
NO873868L (no) Arbeidssyklus for turbocompound 2-takts stempelmotorer.
JPS61185621A (ja) 4サイクル機関の過給装置

Legal Events

Date Code Title Description
NAL Patent in force

Ref document number: 8503517-8

Format of ref document f/p: F

NUG Patent has lapsed