SE507030C2 - Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande - Google Patents

Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande

Info

Publication number
SE507030C2
SE507030C2 SE9202618A SE9202618A SE507030C2 SE 507030 C2 SE507030 C2 SE 507030C2 SE 9202618 A SE9202618 A SE 9202618A SE 9202618 A SE9202618 A SE 9202618A SE 507030 C2 SE507030 C2 SE 507030C2
Authority
SE
Sweden
Prior art keywords
exhaust
valve
engine
cylinders
cylinder
Prior art date
Application number
SE9202618A
Other languages
English (en)
Other versions
SE9202618D0 (sv
SE9202618L (sv
Inventor
Eric Olofsson
Original Assignee
Saab Automobile
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 Saab Automobile filed Critical Saab Automobile
Priority to SE9202618A priority Critical patent/SE507030C2/sv
Publication of SE9202618D0 publication Critical patent/SE9202618D0/sv
Priority to PCT/SE1993/000740 priority patent/WO1994007010A1/en
Priority to DE4394610T priority patent/DE4394610T1/de
Priority to US08/232,277 priority patent/US5417068A/en
Publication of SE9202618L publication Critical patent/SE9202618L/sv
Publication of SE507030C2 publication Critical patent/SE507030C2/sv

Links

Classifications

    • 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
    • F02D13/02Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0242Variable control of the exhaust valves only
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01NGAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N3/00Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust
    • F01N3/08Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous
    • F01N3/10Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous by thermal or catalytic conversion of noxious components of exhaust
    • F01N3/18Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous by thermal or catalytic conversion of noxious components of exhaust characterised by methods of operation; Control
    • F01N3/20Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous by thermal or catalytic conversion of noxious components of exhaust characterised by methods of operation; Control specially adapted for catalytic conversion ; Methods of operation or control of catalytic converters
    • 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
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/02Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12Control of the pumps
    • F02B37/18Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • 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
    • F02D13/02Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0257Independent control of two or more intake or exhaust valves respectively, i.e. one of two intake valves remains closed or is opened partially while the other is fully opened
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01LCYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/06Timing or lift different for valves of same cylinder
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01LCYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/10Providing exhaust gas recirculation [EGR]
    • 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
    • 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)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Health & Medical Sciences (AREA)
  • Toxicology (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Exhaust Gas After Treatment (AREA)
  • Exhaust Silencers (AREA)

Description

10 507 Döm-Û i V2 Både det indikerade medeltrycket, vridmomentet och effekten påverkas alltså menligt av restavgasmängden.
När det gäller förbränningsmotorer försedda med avgasdriven överladdare av turbokompressortyp, nedan benämnda turbomoto- rer, har man problem med att uppnå önskade prestanda, därför att interfererande störpulser uppkommer på motorns avgassida.
Dessa störpulser ger nämligen normalt upphov till förhållan- devis stora restgasmängder i cylindrarna, vilket medför att eftersträvade prestanda, som annars skulle kunna uppnås, inte blir möjliga till följd av störpulsernas negativa inverkan.
För att i möjligaste mån minska de restgasmängder som uppkom- mer på grund av turbomotorns interfererande störpulser bör man alltså eftersträva att reducera eller undvika sådana störpulser.
En känd väg att försöka komma till rätta med detta problem är genom evakuering, via en första avgasventil hos varje cylin- der, av en första avgaspuls med högsta tryck direkt till avgasturbinens inlopp, varpå de resterande avgaserna (rest- gaserna) - efter stängning av den förstnämnda avgasventilen - evakueras via en andra avgasventil hos varje cylinder och får utströmma "fritt" från cylindern, d.v.s. utan hinder, genom en för detta sekundära avgasflöde inrättad, separat avgas- kanal.
Som exempel på sådan känd teknik kan exempelvis hänvisas till GB 2 185 286.
Uppfinningens ändamål Föreliggande uppfinning avser en vidareutveckling av denna kända teknik med uppdelad avgasperiod (delat avagasflöde) och har till ändamål att optimera avgassystemet vid en turbomotor för att därigenom uppnå förbättrade prestanda, och detta med utnyttjande av de två avgasventiler hos varje cylinder som numera blivit allt vanligare vid fordonsmotorer, såsom exem- pelvis fyrcylindriga turbomotorer med 16 ventiler. a SÛ7 ÛÖÛ Målsättningen är härvidlag att genomspolningen (renspol- ningen) av varje cylinder i motorn inte skall påverkas nega- tivt av avgaspulserna från motorns övriga cylindrar. Häri- genom bör man kunna uppnå bättre fyllnadsgrad och en icke obetydlig effektökning hos motorn respektive ett ökat vrid- moment.
Uppfinningen bygger med andra ord på insikten att förbrän- ningsrum och avgasturbin inte behöver eller bör vara i in- bördes förbindelse under hela avgasslaget (avgasperioden), eftersom turbinen i praktiken har tillvaratagit i stort sett hela avgasflödet redan cirka 50 grader efter nedre dödpunkten och därmed kan avge erforderlig effekt till överladdarens kompressor. Under den resterande delen av avgasslaget blir genomspolningen negativ vid höga varv eftersom avgasturbinen då kommer att fungera som "strypning“ för motorn. Vid slutet av avgasslaget hos varje cylinder uppkommer den störpuls från den efterföljande cylindern i motorns tändföljd, som leder till betydande restgasalstring.
Grundidën för den uppdelade avgasperioden (d.v.s. delat avgasflöde från motorns cylindrar) är att cylinder och turbin sätts i inbördes förbindelse när cirka 50 vevaxelvridnings- grader återstår av expansionsslaget. Ungefär 100 vevaxelvrid- ningsgrader senare är cylindern i praktiken tömd på alla avgaser, varvid förbindelsen mellan cylinder och turbin upphör. Under återstoden av avgasslaget sätts cylindern i förbindelse med exempelvis omgivande atmosfär. Härigenom elimineras störpulsen. över motorn erhålles vid lämplig ventilöverlappning ett positivt tryckfall som motsvarar laddtryck minus det mottryck som råder i avgassystemet, varigenom effektiv renspolning av respektive förbränningsrum kan ske.
Redogörelse för uppfinningen Ovannämnda ändamål uppnås enligt uppfinningen därigenom att avagasflödessystemet av det inledningsvis angivna slaget 507 ošo A 4 uppvisar de i patentkravets 1 kännetecknande del angivna särdragen.
Vidareutvecklingar och praktiska utföringsformer av detta avgasflödessystem framgår av de osjälvständiga kraven 2-11.
Inom ramen för uppfinningen ligger också det förfarande för selektiv uppdelning och bortledning av avgasflödet från cylindrarna hos en flercylindrig förbränningsmotor med avgas- driven överladdare, som kännetecknas av vidtagande av de i kravets 12 kännetecknande del angivna åtgärderna. Vidareut- vecklingar av detta förfarande framgår av de osjälvständiga kraven 13-15.
Ett avgasflödessystem enligt uppfinningen innebär alltså ett delat avgasflöde från motorn, där avgaserna för drivningen av överladdarens avgasturbin uttas från motorns cylindrar via dessas första avgasventiler, medan den sekundära avgasström- ningen (restavgasflödet) från cylindrarna uttas via dessas andra avgasventiler, varvid åtminstone en reglerbar ventil är anordnad i förbindelsen mellan dessa andra avgasventiler och den avgasledning som leder från avgasturbinutloppet ut till omgivande atmosfär. Man kan då tänka sig att anordna en sådan reglerbar ventil för var och en av dessa andra avgasventiler, men i praktiken torde det vara fullt tillräckligt och att~ föredra att avgasflödessystemet innehåller endast en sådan reglerbar ventil som då är gemensam för alla avgasventilerna av det andra slaget.
Utloppen från de andra avgasventilerna hos cylindrarna kan lämpligen vara anslutna till en gemensam andra avgassamlare, som i sin tur via en andra avgasgrenledning är ansluten till avgasledningen som utgår från turbinutloppet och i sin ned- strömsände innehåller ljuddämparen.
Den för cylindrarnas andra avgasventiler (d.v.s. avgasventi- lerna av det andra slaget) gemensamma reglerbara ventilen är då lämpligen inkopplad i denna andra avgasgrenledning. is " 507 oso Tack vare den reglerbara ventilen, varmed man alltså kan reglera avgasströmningen från cylindrarnas andra avgasventi- ler, kan lämpligt/erforderligt mottryck alltså byggas upp i denna sekundära avgasströmning som leds förbi turbokompres- sorn. Därigenom kan tryckfallet över motorn varieras under ventilöverlappet insug/avgas. För fullständig renspolning vid höga laster över 2000 r/min bör den reglerbara ventilen vara helt öppen. Då skapas största möjliga positiva tryckfall över motorn.
Vid låga varvtal bör reglerventilen dock inte hållas helt öppen eftersom avgasturbinen då inte orkar bygga upp till- räckligt laddtryck, speciellt vid varvtal lägre än säg 2000 r/min. Motorn ger då visserligen ett mycket högt vridmoment i förhållande till laddtrycket, men turbinen behöver hjälp av kolvens deplacementändring under avgasslaget för att kunna bygga upp fullt laddtryck. Detta hjälparbete går dock - vid helt öppen reglerventil - förlorat eftersom cylindrarnas andra avgasventiler är inrättade att öppnas cirka 50 vev- axelvridningsgrader efter nedre dödpunkten. Med helt stängd reglerventil förmår avgasturbinen emellertid att bygga upp fullt laddtryck redan vid ett så lågt varvtal som cirka 1600 r/min.
Vid ett varvtal av 2000 r/min bör den reglerbara ventilen alltså stängas åtminstone så mycket, att ett tillräckligt mottryck, t.ex. 0,25 bar, byggs upp i avgasströmningen från de andra avgasventilerna. Då förmår turbinen bygga upp det eftersträvade laddtrycket, exempelvis 1 bar. Den reglerbara ventilen är alltså då lämpligen åtminstone delvis stängd.
En viss renspolning kan även ske med den reglerbara ventilen helt stängd, genom att avgaser trycks ut i den "säckvolym" som den andra avgassamlaren (= avgassamlaren för cylindrarnas andra avgasventiler) då bildar, med överströmning in genom en annan cylinders andra avgasventil och sedan vidare ut genom dennas första avgasventil. Under ventilöverlappet för en cylinders första och andra avgasventil kommer nämligen de restgaser som trycks in i det andra avgassystemet, under sov nån 6 ventilöverlappet insug/avgas hos föregående cylinder i tänd- följden, att strömma från det andra avgassystemet in i cylin- dern via den andra avgasventilen och därefter ut från cylin- dern via den första avgasventilen och avgasturbinen. En renspolning av respektive cylinder i motorn sker alltså via det andra avgassystemet och den i tändföljden efterkommande cylindern.
Vid så låga varvtal som exempelvis 1600 r/min är mottrycket i stort sett borta i avgassamlaren.
När varvtalet har ökat till säg 2500 r/min så orkar avgas- turbinen bygga upp fullt laddtryck även med den reglerbara ventilen helt öppen.
Vid ett varvtal i intervallet 3000-3500 r/min är det nödvän- digt att bygga upp ett mottryck i avgasströmningen från cylindrarnas andra avgasventiler, så att renspolningsflödet och därmed avgastemperaturen före avgasturbinen reduceras till acceptabel nivå.
Vid så höga varvtal som säg mellan 4000 r/min och 4500 r/min blir motorn i praktiken mycket begränsad av avgastemperaturen före turbinen.
Den reglerbara ventilen i den sekundära avgasströmningen (restgasströmningen) från cylindrarnas andra avgasventiler hålls i praktiken endast helt öppen vid ett varvtal högre än säg 2000 r/min.
Den reglerbara ventilen ger dessutom möjlighet att spara en godtycklig mängd restgaser på dellasten, och härigenom kan man styra mängden termisk kväveoxid och oförbrända kolväten, som motorn alstrar.
Uppfinningen skall nu beskrivas och förklaras ytterligare nedan under hänvisning till på de bifogade ritningarna visade utföringsexempel. 7 iso? oso Kort beskrivning av ritningsfigurerna På ritningarna visar: fig. 1 schematiskt den principiella uppkopplingen av de i avgasflödessystemet enligt uppfinningen ingående huvudkompo- nenterna; fig. 2 visar mer i detalj ett schema för ett avgasflödes- system enligt uppfinningen; fig. 3 visar schematiskt ett alternativt utförande av det i fig. 2 inom den punktstreckade rektangeln A visade anslut- ningsstället mellan avgasflödessystemets båda avgasström- ningsbanor; fig. 4 visar tryckförloppet i avgassamlaren mellan motor och avgasturbin för en standardmotor; fig. 5 visar arbetscyklerna för cylindrarna i en fyrcylindrig fyrtaktsmotor; fig. 6 visar trycket i en cylinder och i tillhörande avgas- samlare, som funktion av vevaxelns vridningsvinkel; fig. 7 visar det inbördes förhållandet mellan ventilöppnings- tiderna för den första respektive andra avgasventilen hos en cylinder vid en förbränningsmotor enligt uppfinningen; fig. 8 visar i funktionsform gränslinjen mellan områdena för stängd respektive öppen reglerbar ventil i avgassystemet för cylindrarnas andra avgasventiler.
Beskrivning av utföringsexempel Pig. 1 visar schematiskt ett avgasflödessystem för delat avgasflöde vid en fyrcylindrig Otto-motor 3 som är försedd med en avgasdriven överladdare 2 av turbokompressortyp.
Motorns fyra cylindrar har vardera två avgasventiler 51 och 52. Från cylindrarnas första avgasventiler 51 släpps avgas ut till en för cylindrarna gemensam, första avgassamlare 53 som står i direkt förbindelse med inloppet till överladdarens avgasturbin 23 via en första avgasgrenledning 54. Från cy- lindrarnas andra avgasventiler 52 leds avgas ut till en för cylindrarna gemensam, andra avgassamlare 55, som är ansluten till en från turbinens 23 utlopp ledande avgasledning 56 via en andra avgasledning 57 innehållande en för cylindrarnas 507 usb 8 andra avgasventiler 52 gemensam strypventil 50 som är inrät- tad att vara reglerbar i beroende av motorns driftförhållan- den. I avgasledningens 56 icke visade nedströmsdel finns på sedvanligt sätt en ljuddämpare, och avgasledningens ned- strömsände utgörs av en i den omgivande atmosfären utmynnande avgasrörände. En i avgasledningen 56 inkopplad katalytisk avgasrenare är i figuren betecknad 58, men denna placering av avgasrenaren är inte den enda tänkbara, utan en alternativ placering av katalysatorrenaren vore vid det i figuren med 58' angivna stället.
I fig. 2 visas mer i detalj hur ett avgasflödessystem enligt uppfinningen kan te sig vid en fyrcylindrig Otto-motor 3 försedd med avgasdriven överladdare 2 av turbokompressortyp.
Den visade, överladdade förbränningsmotorn 3 skiljer sig från en konventionell sugmotor genom att den erhåller förbättrad fyllning under insugningstakten med hjälp av överladdaren 2, vilket medför ökad effekt och högre vridmoment hos motorn.
Med hjälp av överladdaren 2 erhålles prestanda jämförbara med en större motors prestanda, men detta sker med bibehållande av den mindre motorns fördelar i form av låga mekaniska förluster, utrymmeskrav och vikt. Överladdningen av motorn 3 åstadkommes i det visade utföran- det med hjälp av en överladdare 2 av turbokompressortyp (även kallad turbo) vilket innebär att motorns 3 egna avgaser används som drivmedium för överladdaren. Avgaserna från avgassamlaren 53 för cylindrarnas första avgasventiler 51 leds genom överladdarens avgasturbin 23 och bringar därigenom turbinskovelhjulet att rotera. Turbinens 23 skovelhjul är vridfast monterat på samma axel 60 som överladdarens kompres- sorskovelhjul 22 och roterar alltså med samma varvtal som detta skovelhjul. Kompressorhjulet 22 är placerat i insug- ningssystemet 21, 27, 28, 29 och åstadkommer där en tryck- ökning som ger upphov till förbättrad fyllning i förbrän- ningsmotorns 3 cylindrar.
Genom dimensionering av turbon för tidigt arbetsingrepp, d.v.s. för påtaglig laddlufttrycksuppbyggnad redan vid rela- 9 507 030 tivt låga varvtal, erhålles ett högre vridmoment i varvtals- områden som utnyttjas under normala körförhållanden. En tidigare förhärskande anpassning av turbon har avsett att ge ökad toppeffekt, vilket medfört att turbon då i första hand varit verksam i motorns övre varvtalsområde under höga be- lastningar på motorn.
Laddningstrycket i inloppsröret 29 är i första hand beroende på motorns varvtal och belastning. Vid högre belastning är dock laddningstrycket begränsat av en laddningstryckregulator 24, 25, 40, 44. Laddningstryckregulatorn är placerad på motorns avgassida och reglerar via klaffventilen 24 avgas- flödet genom en förbiledningskanal (by pass-kanal) 46 vid sidan av avgasturbinen 23.
När belastningen ökar och laddningstrycket närmar sig det för driftförhållandena åsatta börvärdet så öppnar klaffventilen 24 och låter en del avgaser passera genom förbiledningskana- len 46 direkt till avgasturbinutloppet 20, varvid avgasturbi- nen 23 avlastas. Klaffventilen 24 påverkas av en reglerstång 44 från en membrandosa 25 placerad vid överladdaren 2. En fjäder 40 i membrandosan 25 har till uppgift att stänga klaffen 24. Membranet påverkas av kompressortrycket som leds via en ledning 41 över en magnetventil 26 och vidare i en ledning 42 till membrandosan 25. Magnetventilen 26 är på konventionellt sätt styrd av en elektrisk styrenhet 10, genom elektrisk pulsbreddmodulering, mellan ett stängt och ett öppet läge. Vid stängt läge är en evakueringskanal 43 stängd, vilket medför att membrandosan 25 påverkas av fulla trycket efter kompressorn 22. Laddningstryckregulatorn öppnar då klaffventilen 24 vid en lägre laddlufttrycknivå, som bestäms av dess grundinställning med härtill avpassad returfjäder 40.
Vid öppet läge evakueras trycket genom evakueringskanalen 43 till kompressorns inloppssida. Laddníngstryckregulatorns membrandosa 25 blir därmed trycklös och stänger då klaff- ventilen 24, vilket ger ett maximalt laddlufttryck efter kompressorn, då hela avgasflödet passerar avgasturbinen 23, som ju direkt driver kompressorn 22. 507 03-:0 i 10 Vid körning pulserar magnetventilen mellan öppet och stängt läge med en fast frekvens, exempelvis 12 hertz. Genom styr- enhetens 10 pulsbreddmodulering ändras förhållandet mellan den tid som mangnetventilen är öppen respektive stängd under en pulscykel. Laddlufttryckets nivå kan därför regleras av styrenheten 10 i beroende av detekterade motorparametrar.
Styrenheten 10, som i praktiken utgörs av en konventionell mikrodator med integrerade minnesenheter, mottar elektriska signaler från en på motorblocket anordnad knacksensor 32, en tryckgivare 33 anordnad i inloppsröret 29, en tändfördelar- baserad varvtalsgivare 31, en trottellägespotentiometer 34 och en gaspedallägesgivare 12 via ledningarna 39, 37, 38, 36 respektive 13.
Den för cylindrarnas andra avgasventiler 52 gemensamma andra avgassamlaren 55 står via den andra avgasgrenledningen 57 i förbindelse med avgasledningen 56 som leder från avgasturbi- nens utlopp 20 till en i avgassystemet ingående ljuddämpare 61 varifrån avgaserna leds vidare till avgasrörets i den omgivande atmosfären utmynnande rörände.
Avgasgrenledningen 57, i vilken den reglerbara strypventilen 50 är insatt, utmynnar alltså i avgasledningen 56 vid en blandningspunkt 62 belägen mellan två tänkbara, alternativa placeringar av den katalytiska avgasrenaren 58' respektive 58. Det statiska trycket vid punkten 62 kan förväntas vara cirka 0,3 bar.
Den reglerbara ventilen 50 i den andra avgasgrenledningen 57 är försedd med ett till ventilens reglerbara öppnande/stäng- ande tjänande ställdon 62 vartill är ansluten en signalled- ning 63 från den elektriska styrenheten 10. Denna elektriska styrenhet, vilken såsom nämnts ovan via ledningarna 13, 36, 37, 38 och 39 mottar relevanta driftparameterinsignaler från olika givare, är alltså den enhet som styr den reglerbara ventilens 50 öppningsgrad och stängning. Regleringen av ventilen 50 sker i praktiken så att ventilen är öppen vid höga laster över 2000 r/min. Vid övriga laster/varvtal är ventilen 50 stängd, se fig. 8. n 507 050 Beträffande cylindrarnas båda avgasventiler 51, 52 kan i korthet nämnas följande. Den första avgasventilen 51 hos varje cylinder är inrättad för cylinderns primära avgastöm- ning som sker genom ventilens öppethållande runt nedre död- punkten, företrädesvis under de sista 50 vevaxelvridnings- graderna av expansionsslaget och de första 50 vevaxelvrid- ningsgraderna av avgasslaget. Den andra avgasventilen hos varje cylinder, d.v.s. avgasventilen 52, är inrättad för cylinderns sekundära avgastömning (restavgastömning) som sker genom ventilens öppethållande efter kolvens passage av nedre dödpunkten, företrädesvis från och med en vevaxelvridning av cirka 50 grader från nedre dödpunkten.
Det reglerbara avgasflödet från cylindrarnas andra avgasven- tiler 52 behöver inte nödvändigtvis införas i avgasledningen 56 vid den enkla blandningspunkten 62, såsom visas i fig. 2.
Såsom ett alternativ härtill kan den andra avgasgrenled- ningens 57 nedströmsände vara ansluten till avgasledningen 56 via en i densamma inkopplad ejektor 64. Detta alternativa utförande är antytt i fig. 3 som i något större skala visar det anslutningsområde som i fig. 2 ligger inom den med A betecknade, punktstreckade rektangeln.
Förbränningsmotorer med överladdare av turbokompressortyp kan helt allmänt sägas lida av att avgasturbinen mer eller mindre "korkar igen" motorn. Detta problem har hittills behandlats som om trycket i inloppsrör och avgassamlare vore konstant under motorns arbetscykel. Detta är i stort sett riktigt för inloppsröret, men inte för avgassamlaren. I avgassamlaren råder i stället ett starkt pulserande tryck. Mest intressant för motorn är vilket tryck som råder i avgassamlaren under den korta tid av hela arbetscykeln som ventilöverlappet utgör.
Såsom redan diskuterats ovan så börjar avgasventilerna öppna 50 grader före nedre dödpunkten. Vid fullast är trycket i cylindern vid denna vevaxelvinkel av storleken 7-9 bar, beroende på varvtal och därmed laddtryck. Strax efter ventil- öppnandet påbörjas en tryckutjämning mellan cylinder och 507 030 12 avgassamlare. Trycket faller då i cylindern samtidigt som det stiger i avgassamlaren, beroende på att avgaser strömmar från cylinder till avgassamlare. Så fort trycket stiger i avgas- samlaren börjar avgaser strömma till och genom avgasturbinen 23. I avgassamlaren erhålles då sammantaget ett tryckförlopp enligt den kurva som visas i fig. 4. Trycket stiger som synes hastigt strax efter öppnandet av avgasventilerna för att därefter återigen sjunka efter en exponentialfunktionkurva.
Trycket i avgassamlaren blir alltså högst när den tömmande cylindern befinner sig vid eller strax efter nedre dödpunk- ten. Hur hög denna trycktopp blir beror på volymen i avgas- kanaler, avgassamlare och turbinhus. Om denna volym är stor så dämpas tryckstötarna i avgassamlaren ut.
Vi skall nu övergå till att studera hur arbetscyklerna för de enskilda cylindrarna förhåller sig till varandra i tiden när det är fråga om en fyrcylindrig fyrtaktsmotor med tändföljden 1, 3, 4, 2. Hänvisning sker härvidlag till fig. 5 som tydligt visar hur exempelvis cylinder 4 orsakar en tryckstöt i avgas- samlaren vid samma tidpunkt som då cylinder 3 har både in- sugs- och avgasventilerna öppna. Den tryckstöt som uppträder i avgassamlaren var 180:e vevaxelvridningsgrad sammanfaller alltså alltid med att någon av cylindrarna befinner sig vid ventilöverlapp. Konfigurationen fyrcylindrig fyrtaktsmotor med endast en avgasturbin är därför inte lyckad ur renspol- ningssynpunkt. Om motorns cylinderantal i stället är en multipel av tre så erhålles det för en turbomotor gynnsam- maste utgångsläget. Den cylinder som orsakar tryckstöten i avgassamlaren orsakar ett momentant mycket kraftigt negativt tryckfall för den cylinder som befinner sig ett halvt varv före i arbetscykeln.
Som framgår av fig. 4 så är maxtrycket i avgassamlaren på en standardmotor vid varvtalet 2500 r/min knappt 1 bar högre än medeltrycket. Vid ventilöverlappet så har motorn ett negativt tryckfall på cirka 1,0 bar. Amplituden avtar med varvtalet och vid 5500 r/min är den cirka 0,5 bar. Det negativa tryck- fallet över motorn, vilket motverkar renspolningen, ökar med 13 ” 507 oss varvtalet i en standardmotor där alla avgasventiler öppnar mot avgasturbinen.
I diagrammet i fig. 6 visas trycket i cylindern och trycket i avgassamlaren som funktion av vevaxelvinkeln. Det bör obser- veras hur starkt kopplad tryckökningen i cylindern - strax före och under ventilöverlapp - är till tryckökningen i avgassamlaren. Observera att abskissans skala endast gäller för trycket i cylindern. Tryckkurvan för avgassamlaren är inlagd endast för att visa hur tryckstöten i avgassamlaren uppträder som en störpuls som kraftigt interfererar i det förbränningsrum som befinner sig vid överlapp. Nivån för trycket i avgassamlaren kan utläsas av kurvan i fig. 4.
Hur mycket restgaser den interfererande störpulsen ger upphov till kan man bara spekulera om. Som synes så ökar trycket i förbränningsrummet med nästan 1 bar på grund av störpulsen.
Den första tryckstöten i avgassamlarpulstâget i fig. 6 härrör från den cylinder vars förbränningsrumstryckkurva är inritad i diagrammet. Noteras bör hur trycket i avgassamlaren stiger under vevvinkelintervallet 140-190 grader samtidigt som trycket i cylindern faller starkt. Nästa tryckstöt i avgas- samlaren härrör såsom nämnts från den interfererande cylin- dern, d.v.s. nästkommande cylinder i tändföljden.
På grund av att man vid ett avgasflödessystem enligt uppfin- ningen endast utnyttjar den ena avgasventilen (den första ventilen) under tömningen av cylindern måste avgasventilerna göras större än vad som gäller vid nu tillverkade standard- motorer. Det är troligt att en av avgasventilerna skall göras större på bekostnad av den andra, men det är också möjligt att låta båda avgasventilerna vara lika stora.
Avgasflödessystemet enligt uppfinningen innebär att utform- ningen av avgasventilernas kamaxel måste ske med speciell eftertanke. Helt allmänt gäller att de ideala ventiltiderna för de båda avgasventilerna ger mycket korta durationer.
Teoretiskt möjligt ventillyft reduceras kraftigt med avtagan- de duration. För att erhålla användbara ventillyftkurvor blir -n 5Û7 030 14 det nödvändigt att tänja ut durationen i båda ändar så mycket som möjligt. Detta torde resultera i verkliga ventiltider ungefär i överensstämmelse med vad som visas i fig. 7. Den 1:a ventilen (som är ansluten till avgasturbinen) öppnar vid samma vevaxelvinkel som en standardmotor öppnar avgasventi- lerna (d.v.s. 50 grader före nedre dödpunkten). Den 2:a ventilen (vars avgaser leds förbi avgasturbinen) öppnar 50 grader efter nedre dödpunkten. Den 1:a ventilen stänger 30 grader före övre dödpunkten, och denna ventil erhåller därmed en duration på 200 grader. Denna duration är vald på basis av följande överväganden. Störpulserna uppträder med 180 grader mellanrum. Under de första vevaxelvridningsgraderna varunder ventilen är öppen är lyften så små att trycket i avgassam- laren knappast påverkas. Dessutom så fortplantas störpulsen med en ändlig hastighet (= ljudhastigheten). Sammantaget innebär detta att durationen för den 1:a ventilen bör sättas till maximalt 180 grader + en godtycklig vinkel = 200 grader. Överlappet mellan den 1:a och den 2:a ventilen blir som synes 100 vevaxelvridningsgrader. Detta stora överlapp är emeller- tid nödvändigt för att man skall få upp durationen och därmed ventillyftet. Den 2:a ventilen stänger 28 grader efter övre dödpunkten. Tillsammans med en insugskam som öppnar 27 grader för övre dödpunkten ger detta ett överlapp mellan insug och avgas på 55 grader. Ett avsevärt kortare överlapp mellan insug och avgas skulle dock förmodligen vara tillräckligt med tanke på tryckfallet över motorn. Avgörande för hur sent den 2:a ventilen kan stänga är risken för kollision med kolven.
Såsom framgått ovan kommer den reglerbara ventilen 50 för avgasflödet från cylindrarnas andra avgasventiler i praktiken att vara stängd vid motorns normala driftfall. I fig. 8 visas en uppskattad gränslinje mellan driftfallområdena för den reglerbara ventilen i dess stängda respektive öppna till- stånd.
Såsom framgår av figuren hålls ventilen (som är betecknad 50 i fig. 1 och 2) öppen i stort sett endast vid varvtal över- stigande cirka 2000 r/min samt i driftområdet som ligger ovanför lastgränslinjen i diagrammet i fig. 8. Under denna 507 050 lastgränslinje förmår motorn - såsom redan diskuterats ovan - avge önskat vridmoment med stängd ventil. För att hindra motorn att spola ut bränsle i avgassystemet för cylindrarnas andra avgasventiler under ventilöverlappet insug/avgas (detta gäller endast ovanför lastgränslinjen i fig. 8) så måste motorn i praktiken vara försedd med en mycket stor insprut- ningsventil med kapacitet att tillföra motorn allt bränsle under endast en del av insugningstakten (från 30 grader efter övre dödpunkten till nedre dödpunkten), alternativt ha en vridbar inloppsventilkam. Med en sådan vridbar inloppsventil- kam torde man kunna erhålla ett sådant ventilöverlapp in- sug/avgas att motorn tömmer sig på restgaserna utan att spola ut bränsle i avgassystemet för de andra avgasventilerna.
En vridbar inloppsventilkam har fördelen att den ger en möjlighet att hålla nere avgastemperaturen före avgasturbinen samt att reducera förekomsten av misständningar vid tomgång.

Claims (15)

10 15 20 25 30 35 507 usb 3 1 ß Patentkrav
1. Avgasflödessystem för delat avgasflöde vid en med avgas- driven överladdare (2) av turbokompressortyp försedd, fler- cylindrig förbränningsmotor (3), där varje cylinder hos motorn har två skilda avgasventiler, nämligen en första avgasventil (51) varifrån utsläppt avgas leds till en för cylindrarna gemensam, första avgassamlare (53) som via en första avgasgrenledning (54) står i direkt förbindelse med överladdarens avgasturbininlopp, och en andra avgasventil (52) varifrån utsläppt avgas leds till en avgasledning (56) som förbinder avgasturbinens utlopp (20) med en i motorns avgassystem ingående ljuddämpare (61), k ä n n e - t e c k n a t av att åtminstone en i beroende av motorns (3) driftförhållanden reglerbar ventil (50) är anordnad nedströms cylindrarnas andra avgasventiler (52) i dessas förbindelse (59, 55, 57) med avgasledningen (56) mellan avgasturbinut- loppet (20) och ljuddämparen (61), vilken ventil (50) före- trädesvis är stängd vid motorns normala driftfall.
2. Avgasflödessystem enligt krav 1, k ä n n e t e c k n a t av att cylindrarnas andra avgasventiler (52) står i förbin- delse med en för dem gemensam andra avgasamlare (55), som är ansluten till avgasledningen (56) via en andra avgasgrenled- ning (57) i vilken en för cylindrarnas andra avgasventiler (52) gemensam, reglerbar ventil (50) är anordnad.
3. Avgasflödessystem enligt krav 2, k ä n n e t e c k n a t av att den första avgasventilen (51) hos varje cylinder är inrättad för cylinderns primära avgastömning som sker genom ventilens öppethållande runt nedre dödpunkten, företrädesvis under de sista 50 vevaxelvridningsgraderna av expansionssla- get och de första 50 vevaxelvridningsgraderna av avgasslaget.
4. Avgasflödessystem enligt krav 3, k ä n n e t e c k n a t av att den andra avgasventilen (52) hos varje cylinder är inrättad för cylinderns sekundära avgastömning (restavgastöm- ning) som sker genom ventilens öppethållande efter kolvens 10 15 20 25 30 35 17 507 050 passage av nedre dödpunkten, företrädesvis från och med en vevaxelvridning av cirka 50 grader från nedre dödpunkten.
5. Avgasflödessystem enligt något av kraven 2-4, k ä n - n e t e c k n a t av att den andra avgasgrenledningens (57) nedströmsände är ansluten till den mellan avgasturbinens utlopp (20) och ljuddämparen (61) befintliga avgasledningen (56) via en däri inkopplad ejektor (64).
6. Avgasflödessystem enligt krav 2 eller 5, varvid en kata- lytisk avgasrenare (58') ingår i avgassystemet, k ä n n e - t e c k n a t inkopplad i den mellan avgasturbinens utlopp (20) och ljud- av att den katalytiska avgasrenaren (58') är dämparen (61) befintliga avgasledningen (56) vid ett ställe uppströms det ställe där den andra avgasgrenledningen (57) direkt eller via en ejektor (64) är ansluten till avgasled- ningen (56).
7. Avgasflödessystem enligt krav 2 eller 5, varvid en kata- lytisk avgasrenare (58) ingår i avgassystemet, k ä n n e - t e c k n a t inkopplad i den mellan avgasturbinens utlopp (20) och ljud- av att den katalytiska avgasrenaren (58) är dämparen (61) befintliga avgasledningen (56) vid ett ställe nedströms det ställe där den andra avgasgrenledningen (57) direkt eller via en ejektor (64) är ansluten till avgasled- ningen (56).
8. Avgasflödessystem enligt något av föregående krav, k ä n n e t e c k n a t av att den reglerbara ventilen (50) i den andra avgasgrenledningen (57) omfattar ett till venti- lens öppnande/stängande tjänande ställdon (62) vartill är ansluten en signalledning (63) som utgår från en elektrisk styrenhet (10), till vilken styrenhet är anslutna signalled- ningar (13, 36, 37, 38, 39) för mottagande av relevanta driftparameterinsignaler från olika givare (12, 34, 33, 31, 32) som är anordnade hos motorn/avgassystemet och i fordonet.
9. Avgasflödessystem enligt krav 2, k ä n n e t e c k n a t av att den för cylindrarnas andra avgasventiler gemensamma, 10 15 20 25 30 35 so? usb i 118 -n reglerbara ventilen (50) är kopplad till en styrenhet (10) som håller ventilen stängd vid ett varvtal understigande ett förutbestämt varvtal, företrädesvis understigande 2000 r/min, oavsett lastnivån.
10. Avgasflödessystem enligt krav 9, k ä n n e t e c k - n a t av att den för cylindrarnas andra avgasventiler gemen- samma, reglerbara ventilen (50) hålls öppen av styrenheten (10) åtminstone vid hög last.
11. Avgasflödessystem enligt krav 10, k ä n n e t e c k - n a t av att den för cylindrarnas andra avgasventiler gemen- samma, reglerbara ventilen (50) är försedd med ett av styr- enheten (10) styrt ställdon (62) som håller ventilen öppen i beroende av en vid ökande varvtal avtagande lastnivå.
12. Förfarande för selektiv uppdelning och bortledning av avgasflödet från cylindrarna hos en flercylindrig förbrän- ningsmotor (3) med avgasdriven överladdare (2), där varje cylinder är försedd med dels en första avgasventil (51) för ledande av ett primärt avgasflöde till överladdarens avgas- turbininlopp, dels en andra avgasventil (52) för ledande av ett sekundärt avgasflöde till ett ställe (62) nedströms överladdarens avgasturbinutlopp (20), k ä n n e t e c k - n a t av att det sekundära avgasflödet från cylindrarnas andra avgasventiler (52) styrs selektivt i beroende av motor- parametrar med hjälp av åtminstone en medelst motsvarande motorparametersignaler styrd, särskild reglerventil (50), som inkopplas nedströms cylindrarnas andra avgasventiler (52) i dessas förbindelse till det nämnda stället (62) nedströms avgasturbinutloppet (20).
13. Förfarande enligt krav 12, k ä n n e t e c k n a t av att den särskilda reglerventilen (50) stängs vid ett varvtal understigande ett förutbestämt varvtal, företrädesvis under- stigande 2000 r/min, oavsett lastnivån och hålls stängd under detta förutbestämda varvtal.
14. att vid
15. att vid 507 050 k ä n n e t e c k n a t av 19 Förfarande enligt krav 13, den särskilda reglerventilen (50) hålls öppen åtminstone hög last. Förfarande enligt krav 14, k ä n n e t e c k n a t av den särskilda reglerventilen (50) öppnas i beroende av en ökande varvtal avtagande lastnivå.
SE9202618A 1992-09-11 1992-09-11 Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande SE507030C2 (sv)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9202618A SE507030C2 (sv) 1992-09-11 1992-09-11 Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande
PCT/SE1993/000740 WO1994007010A1 (en) 1992-09-11 1993-09-10 Exhaust gas flow system for an internal combustion engine fitted with a supercharger, and method used for such a system
DE4394610T DE4394610T1 (de) 1992-09-11 1993-09-10 Abgasströmungsanlage für eine mit einem Lader versehene Verbrennungskraftmaschine und Verfahren zur Anwendung einer solchen Anlage
US08/232,277 US5417068A (en) 1992-09-11 1993-09-10 Exhaust gas flow system for an internal combustion engine fitted with a supercharger, and method used for such a system

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9202618A SE507030C2 (sv) 1992-09-11 1992-09-11 Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande

Publications (3)

Publication Number Publication Date
SE9202618D0 SE9202618D0 (sv) 1992-09-11
SE9202618L SE9202618L (sv) 1994-03-12
SE507030C2 true SE507030C2 (sv) 1998-03-16

Family

ID=20387148

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
SE9202618A SE507030C2 (sv) 1992-09-11 1992-09-11 Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande

Country Status (4)

Country Link
US (1) US5417068A (sv)
DE (1) DE4394610T1 (sv)
SE (1) SE507030C2 (sv)
WO (1) WO1994007010A1 (sv)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2002079624A1 (en) * 2001-03-30 2002-10-10 Saab Automobile Ab Method for controlling the charging pressure at a turbocharged combustion engine, and a corresponding combustion engine

Families Citing this family (31)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SE512943C2 (sv) * 1998-10-05 2000-06-12 Saab Automobile Förbränningsmotor
SE521174C2 (sv) * 1998-10-05 2003-10-07 Saab Automobile Sätt att driva en förbränningsmotor samt förbränningsmotor
US6202413B1 (en) 1999-02-04 2001-03-20 Cummins Engine Company, Inc. Multiple nozzle ejector for wastegated turbomachinery
US6105555A (en) * 1999-04-01 2000-08-22 Cummins Engine Company, Inc. Turbocharged internal combustion engine with system and method for enhancing turbocharger power
US6382195B1 (en) 2000-02-18 2002-05-07 Borgwarner Inc. Exhaust gas recirculation system for an internal combustion engine having an integrated valve position sensor
US20070119168A1 (en) * 2004-01-14 2007-05-31 Turner James W G Turbocharged internal combustion engine
FR2891011A1 (fr) * 2005-09-21 2007-03-23 Melchior Jean F Dispositif de suralimentation pour moteur a combustion interne, et vehicule automobile equipe d'un tel dispositif
JP2009002283A (ja) * 2007-06-22 2009-01-08 Toyota Motor Corp 内燃機関の制御装置
DE102007042053A1 (de) * 2007-09-05 2009-03-12 Mahle International Gmbh Kolbenmotor
JP4877200B2 (ja) * 2007-11-06 2012-02-15 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
US8091357B2 (en) 2008-03-31 2012-01-10 Caterpillar Inc. System for recovering engine exhaust energy
US20110154819A1 (en) * 2008-03-31 2011-06-30 Caterpillar Inc. System for recovering engine exhaust energy
US8407999B2 (en) * 2008-09-30 2013-04-02 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Efficiency turbocharged engine system with bottoming cycle, and method of operation
WO2011091129A2 (en) * 2010-01-22 2011-07-28 Borgwarner Inc. Directly communicated turbocharger
US8601811B2 (en) 2010-09-09 2013-12-10 Ford Global Technologies, Llc Method and system adjusting an exhaust heat recovery valve
US8701409B2 (en) 2010-09-09 2014-04-22 Ford Global Technologies, Llc Method and system for a turbocharged engine
US8479511B2 (en) 2010-09-09 2013-07-09 Ford Global Technologies, Llc Method and system for a turbocharged engine
US8069663B2 (en) 2010-09-09 2011-12-06 Ford Global Technologies, Llc Method and system for turbocharging an engine
US8627659B2 (en) * 2011-11-09 2014-01-14 GM Global Technology Operations LLC Engine assembly including exhaust port separation for turbine feed
US8943822B2 (en) * 2012-02-28 2015-02-03 Electro-Motive Diesel, Inc. Engine system having dedicated auxiliary connection to cylinder
US9404427B2 (en) 2012-06-22 2016-08-02 GM Global Technology Operations LLC Engine with dedicated EGR exhaust port and independently deactivatable exhaust valves
US9303597B2 (en) * 2012-06-22 2016-04-05 GM Global Technology Operations LLC Engine with dedicated EGR exhaust port and independent exhaust valve control
JP6028925B2 (ja) * 2013-03-01 2016-11-24 三菱自動車工業株式会社 内燃機関の制御装置
US9624850B2 (en) * 2014-11-10 2017-04-18 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for control of turbine-generator via exhaust valve timing and duration modulation in a split exhaust engine system
US9518506B2 (en) * 2014-11-10 2016-12-13 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for control of turbine-generator via valve deactivation in a split exhaust engine system
FI128154B (sv) * 2016-12-15 2019-11-15 Timo Janhunen Förfarande för att minska förbränningsgaser som blir kvar i en förbränningsmotors cylinder
US10132235B2 (en) * 2016-12-16 2018-11-20 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for a split exhaust engine system
US10190507B2 (en) * 2016-12-16 2019-01-29 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for a split exhaust engine system
US10138822B2 (en) * 2016-12-16 2018-11-27 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for a split exhaust engine system
DE102017209741B3 (de) * 2017-06-09 2018-12-13 Ford Global Technologies, Llc Aufgeladene fremdgezündete Brennkraftmaschine mit Abgasnachbehandlung und Verfahren zum Betreiben einer derartigen Brennkraftmaschine
JP6581163B2 (ja) * 2017-10-03 2019-09-25 本田技研工業株式会社 内燃機関

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2717684C3 (de) * 1977-04-21 1980-06-26 Audi Nsu Auto Union Ag, 7107 Neckarsulm Abgasleitungsanlage für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader
JPS594533B2 (ja) * 1982-01-07 1984-01-30 マツダ株式会社 タ−ボ過給機付エンジン
GB2185286A (en) * 1986-01-11 1987-07-15 Fleming Thermodynamics Ltd I.C. engine with an exhaust gas driven turbine or positive displacement expander
SE469906B (sv) * 1987-01-14 1993-10-04 Volvo Ab Anordning för styrning av arbetsförloppet i en förbränningskolvmotor
DE3821935A1 (de) * 1988-06-29 1990-02-08 Audi Ag Ventilgesteuerte brennkraftmaschine
SE463429B (sv) * 1989-11-24 1990-11-19 Saab Scania Ab Arrangemang foer turboreglering i en foerbraenningsmotor

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2002079624A1 (en) * 2001-03-30 2002-10-10 Saab Automobile Ab Method for controlling the charging pressure at a turbocharged combustion engine, and a corresponding combustion engine

Also Published As

Publication number Publication date
US5417068A (en) 1995-05-23
DE4394610T1 (de) 1994-09-08
WO1994007010A1 (en) 1994-03-31
SE9202618D0 (sv) 1992-09-11
SE9202618L (sv) 1994-03-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
SE507030C2 (sv) Avgasflödessystem för en med överladdare försedd förbränningsmotor, samt vid dylikt system tillämpat förfarande
US5724813A (en) Compressor by-pass and valving for a turbocharger
JP4512617B2 (ja) 内燃機関の制御装置および方法
US5819693A (en) Method for improving the operation of an air-scavenged supercharged heat engine, and heat engine therefor
JP4417603B2 (ja) 内燃機関
US2773348A (en) Turbo-charger system, involving plural turbine driven superchargers
RU139593U1 (ru) Система (варианты) турбонагнетателей
EP0136541B1 (en) System controlling variable capacity turbine of automotive turbocharger
CN101415925A (zh) 加速请求判定系统和方法以及内燃机的控制系统和控制方法
JPS60259722A (ja) 2つの排気ターボ過給機を備えた多シリング内燃機関
US6378305B1 (en) Internal combustion engine having an exhaust-gas turbocharger and a method for operating same
CN107476877B (zh) 内燃机的增压系统
US9500198B2 (en) Multiple spool turbocharger
CN107448277A (zh) 可变截面涡轮相继增压系统结构及控制方法
US20150247446A1 (en) Method for Operating a Spark Ignition Internal Combustion Engine with an Exhaust Gas Turbocharger
JP3365533B2 (ja) ターボチャージャを備えたエンジンの吸気装置
EP1482128B1 (en) Supercharged Internal combustion engine
JP5304149B2 (ja) 多気筒エンジンの排気装置
JP2009002249A (ja) 内燃機関のスロットル上流圧推定装置
WO2000065210A1 (en) A storage prebooster to improve the responsiveness of turbocharged internal combustion engines
JPS62197655A (ja) 内燃機関の吸気制御装置
JP6201439B2 (ja) 内燃機関の制御装置および制御方法
JP5338709B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JPS6117224Y2 (sv)
JPS6056128A (ja) 可変容量タ−ボチヤ−ジヤの制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
NUG Patent has lapsed