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 förfarandeInfo
- 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
Links
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 title claims abstract description 14
- 238000000034 method Methods 0.000 title claims description 8
- 230000003197 catalytic effect Effects 0.000 claims abstract description 7
- 230000001419 dependent effect Effects 0.000 claims description 4
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 claims description 3
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 claims 1
- 230000003584 silencer Effects 0.000 abstract 2
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 52
- 230000002452 interceptive effect Effects 0.000 description 6
- 238000011010 flushing procedure Methods 0.000 description 5
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 4
- 238000011161 development Methods 0.000 description 3
- 230000018109 developmental process Effects 0.000 description 3
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 3
- MWUXSHHQAYIFBG-UHFFFAOYSA-N Nitric oxide Chemical compound O=[N] MWUXSHHQAYIFBG-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 2
- 230000002411 adverse Effects 0.000 description 2
- 238000004140 cleaning Methods 0.000 description 2
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 2
- 238000002156 mixing Methods 0.000 description 2
- 230000002829 reductive effect Effects 0.000 description 2
- 230000035939 shock Effects 0.000 description 2
- 241001494479 Pecora Species 0.000 description 1
- 230000006978 adaptation Effects 0.000 description 1
- 238000013459 approach Methods 0.000 description 1
- 230000033228 biological regulation Effects 0.000 description 1
- 239000003054 catalyst Substances 0.000 description 1
- 239000004927 clay Substances 0.000 description 1
- 239000004020 conductor Substances 0.000 description 1
- 230000001276 controlling effect Effects 0.000 description 1
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 description 1
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 1
- 230000002349 favourable effect Effects 0.000 description 1
- 239000003517 fume Substances 0.000 description 1
- 229930195733 hydrocarbon Natural products 0.000 description 1
- 150000002430 hydrocarbons Chemical class 0.000 description 1
- 238000002347 injection Methods 0.000 description 1
- 239000007924 injection Substances 0.000 description 1
- 230000014759 maintenance of location Effects 0.000 description 1
- 239000012528 membrane Substances 0.000 description 1
- 230000036961 partial effect Effects 0.000 description 1
- 210000004197 pelvis Anatomy 0.000 description 1
- 230000000644 propagated effect Effects 0.000 description 1
- 239000003380 propellant Substances 0.000 description 1
- 238000010926 purge Methods 0.000 description 1
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 description 1
- 230000000630 rising effect Effects 0.000 description 1
- 230000003068 static effect Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0242—Variable control of the exhaust valves only
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
- F01N3/00—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust
- F01N3/08—Exhaust or silencing apparatus having means for purifying, rendering innocuous, or otherwise treating exhaust for rendering innocuous
- F01N3/10—Exhaust 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
- F01N3/18—Exhaust 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
- F01N3/20—Exhaust 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
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
- F02B37/02—Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
- F02B37/12—Control of the pumps
- F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
- F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
- F02D13/0257—Independent control of two or more intake or exhaust valves respectively, i.e. one of two intake valves remains closed or is opened partially while the other is fully opened
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
- F01L2800/06—Timing or lift different for valves of same cylinder
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
- F01L2800/10—Providing exhaust gas recirculation [EGR]
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B1/00—Engines characterised by fuel-air mixture compression
- F02B1/02—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition
- F02B1/04—Engines characterised by fuel-air mixture compression with positive ignition with fuel-air mixture admission into cylinder
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- 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)
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.
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 |
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 |
DE4394610T DE4394610T1 (de) | 1992-09-11 | 1993-09-10 | Abgasströmungsanlage für eine mit einem Lader versehene Verbrennungskraftmaschine und Verfahren zur Anwendung einer solchen Anlage |
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 |
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)
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)
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 |
WO2005068803A1 (en) * | 2004-01-14 | 2005-07-28 | Lotus Cars Limited | A 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 |
US20110154819A1 (en) * | 2008-03-31 | 2011-06-30 | Caterpillar Inc. | System for recovering engine exhaust energy |
US8091357B2 (en) * | 2008-03-31 | 2012-01-10 | 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 |
CN102713195B (zh) * | 2010-01-22 | 2015-10-14 | 博格华纳公司 | 直接联通的涡轮增压器 |
US8479511B2 (en) | 2010-09-09 | 2013-07-09 | Ford Global Technologies, Llc | Method and system for a turbocharged engine |
US8701409B2 (en) | 2010-09-09 | 2014-04-22 | 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 |
US8601811B2 (en) | 2010-09-09 | 2013-12-10 | Ford Global Technologies, Llc | Method and system adjusting an exhaust heat recovery valve |
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 |
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 |
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 |
FI128154B (sv) * | 2016-12-15 | 2019-11-15 | Timo Janhunen | Förfarande för att minska förbränningsgaser som blir kvar i en förbränningsmotors cylinder |
US10138822B2 (en) | 2016-12-16 | 2018-11-27 | 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 |
US10132235B2 (en) * | 2016-12-16 | 2018-11-20 | 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)
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 |
-
1992
- 1992-09-11 SE SE9202618A patent/SE507030C2/sv not_active IP Right Cessation
-
1993
- 1993-09-10 US US08/232,277 patent/US5417068A/en not_active Expired - Lifetime
- 1993-09-10 WO PCT/SE1993/000740 patent/WO1994007010A1/en active Application Filing
- 1993-09-10 DE DE4394610T patent/DE4394610T1/de not_active Withdrawn
Cited By (1)
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 |
SE9202618D0 (sv) | 1992-09-11 |
SE9202618L (sv) | 1994-03-12 |
DE4394610T1 (de) | 1994-09-08 |
WO1994007010A1 (en) | 1994-03-31 |
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 | |
US9689305B2 (en) | Method for operating a spark ignition internal combustion engine with an exhaust gas turbocharger | |
CN107448277A (zh) | 可变截面涡轮相继增压系统结构及控制方法 | |
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 |