WO2004111406A2 - Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu - Google Patents

Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu Download PDF

Info

Publication number
WO2004111406A2
WO2004111406A2 PCT/EP2004/006409 EP2004006409W WO2004111406A2 WO 2004111406 A2 WO2004111406 A2 WO 2004111406A2 EP 2004006409 W EP2004006409 W EP 2004006409W WO 2004111406 A2 WO2004111406 A2 WO 2004111406A2
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
exhaust gas
internal combustion
combustion engine
exhaust
gas recirculation
Prior art date
Application number
PCT/EP2004/006409
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
WO2004111406A3 (de
Inventor
Helmut Finger
Wolfram Schmid
Siegfried Sumser
Original Assignee
Daimlerchrysler Ag
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 Daimlerchrysler Ag filed Critical Daimlerchrysler Ag
Priority to US10/560,748 priority Critical patent/US20070267002A1/en
Priority to EP04762998A priority patent/EP1633967A2/de
Publication of WO2004111406A2 publication Critical patent/WO2004111406A2/de
Publication of WO2004111406A3 publication Critical patent/WO2004111406A3/de

Links

Classifications

    • 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
    • F02B37/02—Gas passages between engine outlet and pump drive, e.g. reservoirs
    • F02B37/025—Multiple scrolls or multiple gas passages guiding the gas to the pump drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/05—High pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust system upstream of the turbine and reintroduced into the intake system downstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/09—Constructional details, e.g. structural combinations of EGR systems and supercharger systems; Arrangement of the EGR and supercharger systems with respect to the engine
    • F02M26/10—Constructional details, e.g. structural combinations of EGR systems and supercharger systems; Arrangement of the EGR and supercharger systems with respect to the engine having means to increase the pressure difference between the exhaust and intake system, e.g. venturis, variable geometry turbines, check valves using pressure pulsations or throttles in the air intake or exhaust system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/38—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with two or more EGR valves disposed in parallel
    • 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
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0406—Layout of the intake air cooling or coolant circuit
    • 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
    • F02B37/22—Control of the pumps by varying cross-section of exhaust passages or air passages, e.g. by throttling turbine inlets or outlets or by varying effective number of guide conduits
    • 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

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine with an exhaust gas recirculation device and to a method for operating such an internal combustion engine according to the preamble of claims 1 and 12 respectively.
  • the invention is based on the problem of reducing the nitrogen oxide emissions in internal combustion engines with exhaust gas recirculation using simple measures.
  • the fuel consumption is to be ⁇ not thereby increased.
  • the internal combustion engine according to the invention has at least two cylinder groups, the exhaust gas of which can be removed separately via an exhaust pipe in each case.
  • the cylinder groups can be operated with the same or different power output and / or different air-fuel number ⁇ k (asymmetrical operation), the return line of the exhaust gas recirculation device branching off from the exhaust line of the cylinder group that is or is being operated at at least one operating point with a higher power output is operable. Due to the higher power output and / or lower ⁇ k, a higher exhaust gas rate is also set, as a result of which the proportion of exhaust gas recirculated into the intake tract in the gas flow to be supplied to the cylinders, consisting of combustion air and exhaust gas, can be increased. If the same power is to be generated in each cylinder group, a lower ⁇ k is obtained by adapting the throttling of the air side.
  • exhaust gas recirculation can also be carried out in operating areas of the internal combustion engine, - a sufficient recirculation in the state of the art technology was not possible. Regardless of the design of the turbine, exhaust gas recirculation is made possible in this version over a wide operating range, which means that NO x emissions can be reduced.
  • the higher power output in a cylinder group is advantageously realized by increasing the specific power of the cylinders in this cylinder group.
  • the cylinder groups can be operated, for example, with a different air-fuel ratio, the return line of the exhaust gas recirculation device branching off from the exhaust line of the cylinder group which is fired at a lower air-fuel ratio;
  • the cylinders of this cylinder group generate a higher specific power due to the higher fuel content than the cylinders of the cylinder group that are fired with a larger air-fuel ratio.
  • the increased specific cylinder power leads to higher exhaust emissions, which can be used advantageously for exhaust gas recirculation.
  • the cylinder group participating in the exhaust gas recirculation has, in the present exhaust gas aftertreatment system, in particular an air / fuel mixture which is below the stoichiometric value.
  • the other cylinder groups - usually a remaining cylinder group - on the other hand have a higher air-fuel mixture than the cylinder group involved in the exhaust gas recirculation, in particular an air-fuel mixture which is above the stoichiometric value.
  • An average of all cylinder groups results in an air-fuel mixture with an average value, in particular with a stoichiometric value in gasoline engines, so that the overall power density per cylinder remains the same and, due to the lower fuel consumption, the leadership involved cylinder group, the total fuel consumption is not increased.
  • the increase or decrease of the specific capacity of the cylinder of a cylinder group can be used to adjust the air-fuel mixture to be carried out engine measures as Example ⁇ as modified ignition timings or altered courses of the fuel injection (shifted start and / or shifted end by further additionally or alternatively the injection and / or changed injection pressure) can be achieved.
  • the internal combustion engine advantageously has a total of only two cylinder groups, one of which is involved in the exhaust gas recirculation and the second is not connected to the exhaust gas recirculation.
  • the higher power output in a cylinder group can alternatively or in addition to the above-described increased specific cylinder power also be achieved by a different number of cylinders in the cylinder groups.
  • the cylinder group involved in exhaust gas recirculation can have a higher number of cylinders and thereby produce more exhaust gas than the cylinder group not involved in exhaust gas recirculation.
  • An asymmetrical motor operation can also be realized in this way.
  • the higher fuel consumption in the cylinder group involved in the exhaust gas recirculation with a higher specific cylinder power can be compensated for or even overcompensated by the lower fuel consumption in the cylinder group not involved in the exhaust gas recirculation, so that the overall fuel consumption of the internal combustion engine remains the same or, if necessary even sinks.
  • Both single-flow exhaust gas turbines and multi-flow exhaust gas turbines can be considered.
  • a single exhaust gas flow is connected upstream of the turbine wheel, into which at least the exhaust gas line opens, from which the return line of the exhaust gas recirculation device branches off.
  • it is expedient to provide exhaust gas flows of different sizes the smaller exhaust gas flow being connected to the exhaust gas line involved in the exhaust gas recirculation and the larger exhaust gas flow being connected to the exhaust gas line of the cylinder group not involved in the exhaust gas recirculation. Due to the different dimensions of the exhaust gas flows, a higher exhaust gas back pressure is set in the smaller exhaust gas flow, which can advantageously be used for exhaust gas recirculation.
  • the exhaust gas turbine can be equipped with a variable turbine geometry for variable adjustment of the effective turbine inlet cross section.
  • a variable turbine geometry for variable adjustment of the effective turbine inlet cross section.
  • both an adjustment of the turbine inlet cross section of the smaller exhaust gas flow and an adjustment of the turbine inlet cross section of the larger exhaust gas flow or both exhaust gas flows can be considered.
  • the setting of the inlet cross section of the smaller exhaust gas flood offers the additional advantage that the exhaust gas recirculation rate can be influenced via the position of the variable turbine geometry.
  • two cylinder groups of the internal combustion engine are operated with the same or different power output, the cylinder group whose exhaust line is connected to the return line of the exhaust gas recirculation device being operated with a variable power output.
  • 1 is a schematic representation of a supercharged internal combustion engine with exhaust gas recirculation, the internal combustion engine having two cylinder groups which can be operated with different air-fuel ratios and the return line of the exhaust gas recirculation branches off from one of the two exhaust gas lines of the two cylinder groups
  • 2 shows an enlarged view of a double-flow turbine with a variable turbine geometry arranged in both turbine inlet cross-sections, which can also be used for the function of turbo brakes
  • FIG. 3 shows in detail the radial turbine inlet cross section of a turbine with variable turbine geometry in the bearing-side turbine wheel inlet cross section
  • FIG. 4 shows a diagram with various pressure profiles in the intake tract and in the exhaust gas lines of the cylinder groups as a function of the engine speed, the pressure profiles in the exhaust gas lines being shown in each case for a symmetrical and for an asymmetrical engine operating mode,
  • FIG. 5 shows a graph with the exhaust gas recirculation rate of the exhaust gas line involved in the exhaust gas recirculation in asymmetrical engine operating mode in comparison to the symmetrical engine operating mode as a function of the engine speed
  • Fig. 6 is a graph showing the performance deviation of the cylinder groups in asymmetrical engine mode compared to the symmetrical engine mode depending on the engine speed.
  • the internal combustion engine 1 shown in FIG. 1 - an Otto engine or a diesel engine - of a motor vehicle comprises an exhaust gas turbocharger 2 with a turbine 3 in the exhaust line 4 and with a compressor 5 in the intake tract 6, the movements supply of the turbine wheel is transmitted via a shaft 7 to the compressor wheel of the compressor 5.
  • the turbine 3 of the exhaust gas turbocharger 2 is equipped with a variable turbine geometry 8, by means of which the effective turbine inlet cross-section to the turbine wheel 9 can be variably set depending on the state of the internal combustion engine.
  • the turbine 3 is designed as a double-flow combination turbine with two inflow channels or exhaust gas flows 10 and 11, of which a first exhaust gas flow 10 has a semi-axial turbine inlet cross section 12 to the turbine wheel 9 and the second exhaust gas flow 11 has a radial turbine inlet cross section 13 to the turbine wheel 9.
  • the two exhaust gas flows 10 and 11 are separated by a partition 14 fixed to the housing and are shielded from one another in a pressure-tight manner.
  • variable turbine geometry 8 is expediently located in the radial turbine inlet cross section 13 of the exhaust gas flow 11 and is in particular designed as a guide grill with adjustable guide vanes or as a guide grill displaceable axially into the radial turbine inlet cross section 13, a variable adjustable turbine inlet cross section to the turbine wheel 9 being released depending on the position of the guide grill becomes.
  • Each flood 10 or 11 is provided with an inflow connection 15 or 16.
  • Exhaust gas can be supplied separately to the associated exhaust gas flow 10 or 11 via each inflow connection 15 or 16.
  • the exhaust gas is supplied via two exhaust pipes 17 and 18 which are formed independently of one another and which are part of the exhaust line 4.
  • Each exhaust pipe 17 or 18 is assigned to a defined number of cylinder outlets of the internal combustion engine.
  • the internal combustion engine is V-shaped and has two cylinder banks or groups 19 and 20, the number of cylinders of which is the same can, but in particular can also be different (asymmetrical internal combustion engine).
  • the first exhaust line 17 leads from the cylinder group 19 assigned to it to the first exhaust flow 10
  • the second exhaust line 18 leads from the second cylinder group 20 to the second exhaust flow 11.
  • bypass line 21 with an adjustable blow-off or bypass valve 22 is arranged upstream of the turbine 3.
  • the bypass valve 22 can be placed in a blocking position in which the bypass line 21 is shut off and pressure exchange between the exhaust gas lines 17 and 18 is prevented, in a through position in which the bypass line is open and a pressure exchange is made possible, and in a blow-off position, in which the exhaust gas is discharged from one of the two exhaust gas lines or from both exhaust gas lines bypassing the turbine from the exhaust gas line (not shown).
  • an exhaust gas recirculation device 23 which comprises a return line 24 between the first exhaust line 17 and the intake tract 6 directly upstream of the cylinder inlet of the internal combustion engine 1, and a shut-off valve 25 or check valve or flap valve, which is between a blocking position blocking the return line 24 and a releasing open position is adjustable or adjusts itself.
  • An exhaust gas cooler 26 is also advantageously arranged in the return line 24.
  • All the control elements of the various adjustable components, in particular the variable turbine geometry 8, the blow-off valve 22 and possibly the check valve 25, are adjusted to their desired position via control signals that can be generated in a regulating and control device 27.
  • the turbine power is transferred to the compressor 5, which draws in ambient air at the pressure pi and compresses it to an increased pressure P2.
  • a charge air cooler 28, through which the compressed air flows, is arranged in the intake tract 6 downstream of the compressor 5. After leaving the charge air cooler 28, the air is compressed to the charge pressure p 2 s, with which it is introduced into the cylinder inlet of the internal combustion engine.
  • the check valve 25 of the exhaust gas recirculation device 23 is set in the open position so that exhaust gas can flow from the first exhaust line 17 into the intake tract 6.
  • An asymmetrical turbine is used in order to ensure a pressure drop in the exhaust gas line 17 that enables the exhaust gas recirculation with an exhaust gas back pressure p 3 ⁇ exceeding the boost pressure p2s.
  • the variable turbine geometry 8 in the radial turbine inlet cross section 13 of the second flow channel 11 is placed in a position in which the desired amount of air is supplied to the engine.
  • first turbine inlet cross section 12 in the first exhaust gas flow 10 is designed to be relatively small and assumes a value that may advantageously be slightly larger than the second turbine inlet cross section 13 in the stowed position of the variable turbine geometry, but is smaller than this Cross section in the open position of the variable turbine geometry.
  • the exhaust gas back pressure p 3 ⁇ in the first exhaust line 17 is in particular higher than the exhaust gas back pressure p 32 in the second exhaust line 18, which has no connection to the exhaust gas recirculation device 23.
  • variable turbine geometry In engine braking operation, the variable turbine geometry is transferred to its stowed position, in which the radial turbine inlet cross section 13 is reduced to a minimum value, as a result of which the exhaust gas back pressure P 32 in the second exhaust gas line 18 increases to a high value, which is in particular greater than the exhaust gas back pressure p 3 i in the first exhaust pipe 17 communicating with the exhaust gas recirculation device 23.
  • This makes it possible to achieve very high engine braking powers by greatly increasing the exhaust gas counterpressure p 32 , avoiding exceeding the critical speed limit of the exhaust gas turbocharger by adjusting the valves 22 and 25 accordingly can.
  • the two cylinder groups 19 and 20 can be operated with a different air-fuel ratio.
  • the first cylinder group 19 the exhaust gases of which participate in the exhaust gas recirculation, with a smaller air-fuel ratio ⁇ k operated lower air fraction than the second cylinder group 20, which accordingly has a higher air-fuel ratio ⁇ g with a higher air fraction and the exhaust gases do not participate in the exhaust gas recirculation when the bypass valve 22 is blocked.
  • the value of the air-fuel ratio ⁇ k of the cylinder group 19 involved in the exhaust gas recirculation is below the stoichiometric value in the case of a corresponding exhaust gas cleaning system, whereas the value of the air-fuel ratio ⁇ g of the second cylinder group 20 is above the stoichiometric value Value.
  • the lower proportion of air in the air-fuel ratio ⁇ k of the first cylinder group 19 causes a relatively increased proportion of exhaust gas in the exhaust gases of this cylinder group, which can be used advantageously for exhaust gas recirculation and combustion control.
  • the internal combustion engine 1 may be expedient to design the internal combustion engine 1 asymmetrically in that the cylinder group 19 involved in the exhaust gas recirculation has a smaller number of cylinders than the second cylinder group 20 which is not directly involved in the exhaust gas recirculation. Due to the different number of cylinders, consumption disadvantages caused by the lower fuel-air become -Ration ⁇ k arise in the cylinder group 19, possibly overcompensating for the consumption advantages in the second cylinder group 20, which arise due to the higher proportion of air in the air-fuel ratio ⁇ g .
  • the air-fuel ratio of each cylinder group is expediently set by means of a correspondingly dimensioned fuel injection quantity.
  • the air supply in the intake tract can be maintained without change the.
  • it can also be expedient, in addition or as an alternative to changing the injection quantity, to carry out a corresponding adjustment of the air quantity to be supplied to each cylinder group.
  • variable turbine geometry is located in the turbine inlet cross section 13 of the larger exhaust gas flow 11, which is connected to the exhaust gas line 18, which is independent of the exhaust gas recirculation.
  • turbine inlet cross section 12 of the smaller exhaust gas flood 10 which is connected to the exhaust gas line 17 involved in the exhaust gas recirculation, is designed to be unchangeable.
  • variable turbine geometry 8 extends over both turbine inlet cross sections 12 and 13, so that each turbine inlet cross section 12 or 13 can be changed by adjusting the variable turbine geometry 8. This is particularly advantageous for setting the amount of exhaust gas to be recirculated, since by adjusting the variable turbine geometry, the exhaust gas back pressure in the first exhaust gas flow 10 and the first exhaust gas line 17 can be changed, and thus the pressure gradient between the exhaust gas line 17 and the intake tract is changed.
  • variable turbine geometry 8 only extends into the area of the turbine inlet cross section 12 of the first one involved in exhaust gas recirculation Exhaust gas flood 10 extends.
  • variable turbine geometry in the second turbine inlet cross section 13 of the second exhaust gas flow 11 This makes it possible to adjust the amount of exhaust gas recirculated by adjusting the variable turbine geometry, the adjustment of the variable turbine geometry having an indirect effect on the pressure in the second exhaust gas flow 11.
  • the diagram according to FIG. 4 shows various pressure profiles, shown for a symmetrical and for an asymmetrical engine operating mode, depending on the engine speed n M of the internal combustion engine.
  • the charge pressure p 2 s is entered in the
  • the exhaust gas pressures pf ⁇ and pf 2 in the two exhaust pipes of the two cylinder groups with symmetrical operation both cylinder groups have the same power output
  • the exhaust gas pressures p TM / and p% f in the two exhaust pipes of the two cylinder groups with asymmetrical operation different output in the cylinder groups due to different construction and / or different operating mode with fired drive
  • the exhaust gas pressure pf ⁇ or p% f which is present in the exhaust pipe of the smaller turbine flood, lies above the boost pressure p 2 s in the intake tract, whereas the exhaust gas pressure pf 2 or p "f r which in the exhaust pipe supplying the larger exhaust gas flow is below the charge pressure p 2 s.
  • the pressure values for the symmetrical mode of operation and the asymmetrical mode of operation are differences between the pressure values for the symmetrical mode of operation and the asymmetrical mode of operation.
  • the values for the asymmetrical mode of operation are further from the charge pressure p 2 s away as for the symmetrical operating woisc, — ⁇ ftfefe — ete-3? —consequence that with asymmetrical operating a higher exhaust gas pressure p ° f can be achieved in the exhaust gas line assigned to the smaller exhaust gas flow than in symmetrical operating mode in which the exhaust gas pressure pf ⁇ is present in this line, whereas in the exhaust gas line assigned to the larger exhaust gas flow there is a lower pressure p TM in asymmetrical operating mode / than with symmetric
  • FIG. 5 shows a diagram with the exhaust gas recirculation rate AGR as ⁇ of the exhaust gas line involved in the exhaust gas recirculation in an asymmetrical mode of operation in comparison with the corresponding exhaust gas recirculation rate AGR sy in a symmetrical mode of operation, shown as a function of the engine speed n M.
  • the exhaust gas recirculation rate EGR asy for asymmetrical operation is below the limit speed n M above the exhaust gas recirculation rate AGR sy for the symmetrical one
  • FIG. 6 shows a diagram with the power deviation LD of the cylinder groups in the case of asymmetrical operating mode in comparison to the symmetrical operating mode as a function of the engine speed n M.
  • the horizontal line shows the power values '19 s ⁇ and '2 ⁇ ' sy which mark an average value for the two cylinder groups 19 and 19 shown in FIG 20 with symmetrical operation.
  • the power outputs for asymmetrical operation differ in the positive and negative directions according to the entered curves '19 asy and '20 asy .
  • the cylinder group involved in the exhaust gas recirculation gives below the
  • Limit speed n M a higher power than the assigned values for the symmetrical mode of operation, whereas the cylinder group not involved in the exhaust gas recirculation generates a lower power. Above the limit speed n M * , these conditions are reversed.
  • the exhaust gas recirculation rate in the lower engine speed range can be increased with the described internal combustion engine or the method. Thermal and mechanical stresses are reduced in the upper engine speed range. To optimize the smooth running of the engine, it may be appropriate to adapt the crankshaft to the asymmetrical engine operating mode.
  • the degree of asymmetry in the power generation of the two cylinder groups expediently deviates a maximum of 20%, in particular, however, a maximum of 15% from the assigned values in the case of symmetrical operation or construction.
  • crankshaft can be provided for each cylinder group, as a result of which higher power shifts between the cylinder groups and consequently higher degrees of asymmetry can be achieved.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

Eine Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführeinrichtung weist zwei Zylindergruppen auf, deren Abgas separat über jeweils eine Abgasleitung abführbar ist. Die Rückführleitung der Abgasrückführeinrichtung zweigt von einer der Abgasleitungen ab und mündet in den Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine. Die Zylindergruppen sind mit unterschiedlicher Leistungsabgabe betreibbar, wobei die Rückführleitung der Abgasrückführeinrichtung von der Abgasleitung der Zylindergruppe mit variierbarer Leistungsabgabe abzweigt.

Description

Brennkraftmaschine mit Abgasrückführeinrichtung und Verfahren hierzu
Die Erfindung bezieht sich auf eine Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführeinrichtung und auf ein Verfahren zum betrieb einer derartigen Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruches 1 bzw. 12.
Aus der Druckschrift DE 198 57 234 Al ist es bekannt, eine Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader zu versehen, deren Abgasturbine zwei separate Abgasfluten mit unterschiedlichem Volumen aufweist, über die jeweils Abgas der Brennkraftmaschine dem Turbinenrad zuführbar ist. Jede Abgasflut ist mit der Abgasleitung jeweils einer Zylinderbank der Brennkraftmaschine verbunden. Diejenige Abgasleitung, über die die kleinere Abgasflut der Turbine mit Abgas versorgt wird, ist mit einer Abgasrückführeinrichtung verbunden, deren Rückführleitung von der betreffenden Abgasleitung abzweigt und in den Ansaugtrakt der Brennkraftmaschine einmündet, wodurch insbesondere im Teillastbereich eine Reduzierung der Stickoxidemissionen erreicht werden kann. Aufgrund der kleineren Dimensionierung der betreffenden Abgasflut ist in dieser Abgasleitung ein höherer Abgasgegendruck einstellbar, welcher eine Abgasrückführung in den Ansaugtrakt unterstützt. Insbesondere in Betriebsbereichen mit hoher Last kann es angezeigt sein, die Abgasrückführungsrate zu erhöhen, um eine zusätzliche Reduktion der NOx-Emissionen zu erreichen. Der Erfindung liegt das Problem zugrunde, die Stickoxidemissionen in Brennkraftmaschinen mit Abgasrückführung mit einfachen Maßnahmen zu vermindern. Zweckmäßig soll der Kraftstoff¬ verbrauch hierdurch nicht erhöht werden.
Dieses Problem wird erfindungsgemäß bei einer Brennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruches 1 und bei einem Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruches 12 gelöst. Die Unteransprüche geben zweckmäßige Weiterbildungen an.
Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine besitzt zumindest zwei Zylindergruppen, deren Abgas separat über jeweils eine Abgasleitung abführbar ist. Die Zylindergruppen sind mit gleicher oder unterschiedlicher Leistungsabgabe und/oder unterschiedlicher Luft-Kraftstoff-Zahl λk betreibbar (asymmetrischer Betrieb) , wobei die Rückführleitung der Abgasrück- führeinrichtung von der Abgasleitung derjenigen Zylindergruppe abzweigt, die in mindestens einem Betriebspunkt mit höherer Leistungsabgabe betrieben wird bzw. betreibbar ist. Aufgrund der höheren Leistungsabgabe und/oder geringerem λk stellt sich auch eine höhere Abgasrate ein, wodurch der Anteil von in den Ansaugtrakt rückgeführten Abgases an dem den Zylindern zuzuführenden Gasstrom, bestehend aus Verbrennungsluft und Abgas, erhöht werden kann. Falls gleiche Leistung in jeder Zylindergruppe erzeugt werden soll, erhält man ein geringeres λk durch angepasste Drosselung der Luftseite.
Da der erhöhte Abgasausstoß insbesondere bei Verwendung eines Abgasturboladers im Abgasstrang zu einem erhöhten Abgasgegendruck in der betreffenden Abgasleitung stromauf der Turbine des Laders führt, kann auch in Betriebsbereichen der Brennkraftmaschine eine Abgasrückführung durchgeführt werden, -±Ά—denen—eine—ausreichende Rückführung im Stand der Technik nicht möglich gewesen ist. Ungeachtet der Bauform der Turbine wird in dieser Ausführung in weiten Betriebsbereichen eine Abgasrückführung ermöglicht, wodurch die NOx-Emissionen reduziert werden können.
Die höhere Leistungsabgabe in einer Zylindergruppe wird vorteilhaft durch Erhöhung der spezifischen Leistung der Zylinder dieser Zylindergruppe verwirklicht. Die Zylindergruppen können beispielsweise mit unterschiedlichem Luft-Kraftstoff- Verhältnis betrieben werden, wobei die Rückführleitung der Abgasrückführeinrichtung von der Abgasleitung derjenigen Zylindergruppe abzweigt, die mit kleinerem Luft-Kraftstoff- Verhältnis befeuert wird; die Zylinder dieser Zylindergruppe erzeugen aufgrund des höheren Kraftstoffanteils eine höhere spezifische Leistung als die Zylinder derjenigen Zylindergruppe, die mit größerem Luft-Kraftstoff-Verhältnis befeuert werden. Die erhöhte spezifische Zylinderleistung führt zu einem höheren Abgasausstoß, der vorteilhaft für die Abgasrückführung verwendet werden kann.
Die an der Abgasrückführung teilnehmende Zylindergruppe weist im Extremfall bei vorliegendem Abgasnachbehandlungssystem insbesondere ein Luft-Kraftstoff-Gemisch auf, welches unterhalb des stöchiometrischen Wertes liegt. Die übrigen Zylindergruppen - in der Regel eine verbleibende Zylindergruppe - weisen dagegen ein höheres Luft-Kraftstoff-Gemisch auf, als die an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe, insbesondere ein Luft-Kraftstoff-Gemisch, welches oberhalb des stöchiometrischen Werts liegt. Im Durchschnitt aller Zylindergruppen stellt sich ein Luft-Kraftstoff-Gemisch mit einem Durchschnittswert ein, insbesondere mit einem stöchiometrischen Wert bei Ottomotoren, so dass im Gesamtdurchschnitt die Leistungsdichte pro Zylinder gleich bleibt und aufgrund des geringeren Kraftstoffverbrauches der nicht an der Abgasrück- führung beteiligten Zylindergruppe auch der Gesamt- Kraftstoffverbrauch nicht erhöht ist.
Die Steigerung bzw. Absenkung der spezifischen Leistung der Zylinder einer Zylindergruppe kann auch durch weitere, zusätzlich oder alternativ zur Einstellung des Luft-Kraftstoff- Gemisches durchzuführende motorische Maßnahmen wie beispiels¬ weise veränderte Zündzeitpunkte oder veränderte Verläufe der Kraftstoffeinspritzung (verschobener Beginn und/oder verschobenes Ende der Einspritzung und/oder veränderter Einspritzdruck) erreicht werden.
Vorteilhaft weist die Brennkraftmaschine insgesamt nur zwei Zylindergruppen auf, von denen eine an der Abgasrückführung beteiligt ist und die zweite ohne Verbindung zur Abgasrückführung ist. Es kann aber auch zweckmäßig sein, eine Mehrzahl von Zylindergruppen mit jeweils einer Abgasleitung vorzusehen und eine oder mehrere Zylindergruppen an der Abgasrückführung zu beteiligen bzw. eine oder mehrere Zylindergruppen unabhängig von der Abgasrückführung zu gestalten, wobei die an der Abgasrückführung beteiligten Zylindergruppen eine höhere Leistung als die übrigen Zylindergruppen abgeben.
Die höhere Leistungsabgabe in einer Zylindergruppe kann alternativ oder zusätzlich zu der vorbeschriebenen erhöhten spezifischen Zylinderleistung auch durch eine unterschiedliche Zylinderanzahl in den Zylindergruppen erzielt werden. Beispielsweise kann die an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe eine höhere Zylinderanzahl aufweisen und dadurch mehr Abgas produzieren als die nicht an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe. Auch auf diese Weise ist ein asymmetrischer Motorbetrieb zu verwirklichen. Andererseits kann es aber auch insbesondere in Kombination mit einer erhöhten spezifischen Zylinderleistung vorteilhaft sein, dass die mit der Abgasrückführeinrichtung zusammenwirkende Zylindergruppe eine kleinere Zylinderanzahl umfasst als die weitere, unabhängig von der Abgasrückführeinrichtung ausgeführte Zylindergruppe. Hierdurch kann der höhere Kraftstoffverbrauch in der an der Abgasrückführung beteiligten Zylindergruppe mit höherer spezifischer Zylinderleistung durch den geringeren Kraftstoffverbrauch in der nicht an der Abgasrückführung beteiligten Zylindergruppe mit niedrigerer spezifischer Zylinderleistung kompensiert oder sogar überkompensiert werden, so dass der Gesamt-Kraftstoffverbrauch der Brennkraftmaschine gleich bleibt oder gegebenenfalls sogar sinkt .
Es kommen sowohl einflutige Abgasturbinen als auch mehrfluti- ge Abgasturbinen in Betracht. Bei einflutigen Abgasturbinen ist dem Turbinenrad eine einzige Abgasflut vorgeschaltet, in die zumindest diejenige Abgasleitung einmündet, von der die Rückführleitung der Abgasrückführeinrichtung abzweigt. Insbesondere für den Fall mehrflutiger Abgasturbinen ist es zweckmäßig, Abgasfluten unterschiedlicher Größe vorzusehen, wobei die kleinere Abgasflut mit der an der Abgasrückführung beteiligten Abgasleitung verbunden ist und die größere Abgasflut mit der Abgasleitung der nicht an der Abgasrückführung beteiligten Zylindergruppe verbunden ist. Aufgrund der unterschiedlichen Dimensionierung der Abgasfluten stellt sich in der kleineren Abgasflut ein höherer Abgasgegendruck ein, was in vorteilhafter Weise für die Abgasrückführung ausgenutzt werden kann. In der in die größere Abgasflut einmündenden Abgasleitung herrscht dagegen ein geringerer Abgasgegendruck, so dass die Zylinder der betreffenden Zylindergruppe weniger Ausschubarbeit leisten müssen, was zu einem günstigen Verbrauch dieser Zylindergruppe führt. Die Abgasturbine kann mit einer variablen Turbinengeometrie zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbineneintrittsquerschnittes ausgestattet sein. Insbesondere bei zweiflutigen Abgasturbinen kommt sowohl eine Einstellung des Turbineneintrittsquerschnittes der kleineren Abgasflut als auch eine Einstellung des Turbineneintrittsquerschnittes der größeren Abgasflut oder aber beider Abgasfluten in Betracht. Die Einstellung des Eintrittsquerschnittes der kleineren Abgasflut bietet den zusätzlichen Vorteil, dass die Abgasrückführungsrate über die Stellung der variablen Turbinengeometrie beeinflusst werden kann.
Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführeinrichtung werden zwei Zylindergruppen der Brennkraftmaschine mit gleicher oder unterschiedlicher Leistungsabgabe betrieben, wobei diejenige Zylindergruppe, deren Abgasleitung mit der Rückführleitung der Abgasrückführeinrichtung verbunden ist, mit variierbarer Leistungsabgabe betrieben wird.
Weitere Vorteile und zweckmäßige Ausführungsformen sind den weiteren Ansprüchen, der Figurenbeschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer aufgeladenen Brennkraftmaschine mit Abgasrückführung, wobei die Brennkraftmaschine zwei Zylindergruppen aufweist, die mit unterschiedlichem Luft-Kraftstoff-Verhältnis betreibbar sind und die Rückführleitung der Abgasrückführung von einer der beiden Abgasleitungen der beiden Zylindergruppen abzweigt, Fig. 2 in vergrößerter Darstellung eine zweiflutige Turbine mit einer in beiden Turbineneintrittsquerschnitten angeordneten variablen Turbinengeometrie, die auch für die Funktion Turbobremsen einsetzbar ist,
Fig. 3 im Detail den radialen Turbineneintrittsquerschnitt einer Turbine mit variabler Turbinengeometrie im lagerseitigen Turbinenradeintrittsquerschnitt,
Fig. 4 ein Schaubild mit diversen Druckverläufen im Ansaugtrakt und in den Abgasleitungen der Zylindergruppen in Abhängigkeit von der Motordrehzahl, wobei die Druckverläufe in den Abgasleitungen jeweils für eine symmetrische und für eine asymmetrische Motorbetriebsweise dargestellt sind,
Fig. 5 ein Schaubild mit der Abgasrückführungsrate der an der Abgasrückführung beteiligten Abgasleitung bei a- symmetrischer Motorbetriebsweise im Vergleich zur symmetrischen Motorbetriebsweise in Abhängigkeit von der Motordrehzahl,
Fig. 6 ein Schaubild mit der Leistungsabweichung der Zylindergruppen bei asymmetrischer Motorbetriebsweise im Vergleich zur symmetrischen Motorbetriebsweise in Abhängigkeit von der Motordrehzahl.
In den Figuren sind gleiche Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die in Fig. 1 dargestellte Brennkraftmaschine 1 - ein Otto- Motor oder ein Dieselmotor - eines Kraftfahrzeugs umfasst einen Abgasturbolader 2 mit einer Turbine 3 im Abgasstrang 4 und mit einem Verdichter 5 im Ansaugtrakt 6, wobei die Bewe- gung des Turbinenrades über eine Welle 7 auf das Verdichterrad des Verdichters 5 übertragen wird. Die Turbine 3 des Abgasturboladers 2 ist mit einer variablen Turbinengeometrie 8 ausgestattet, über die in Abhängigkeit des Zustands der Brennkraftmaschine der wirksame Turbineneintrittsquerschnitt zum Turbinenrad 9 veränderlich eingestellt werden kann. Die Turbine 3 ist als zweiflutige Kombinationsturbine mit zwei Einströmkanälen bzw. Abgasfluten 10 und 11 ausgebildet, von denen eine erste Abgasflut 10 einen halbaxialen Turbineneintrittsquerschnitt 12 zum Turbinenrad 9 und die zweite Abgasflut 11 einen radialen Turbineneintrittsquerschnitt 13 zum Turbinenrad 9 aufweist. Die beiden Abgasfluten 10 und 11 sind durch eine gehäusefeste Trennwand 14 separiert und gegenseitig druckdicht abgeschirmt.
Die variable Turbinengeometrie 8 befindet sich zweckmäßig im radialen Turbineneintrittsquerschnitt 13 der Abgasflut 11 und ist insbesondere als Leitgitter mit verstellbaren Leitschaufeln oder als ein axial in den radialen Turbineneintrittsquerschnitt 13 verschiebbares Leitgitter ausgebildet, wobei in Abhängigkeit der Stellung des Leitgitters ein veränderlich einstellbarer Turbineneintrittsquerschnitt zum Turbinenrad 9 freigegeben wird.
Jede Flut 10 bzw. 11 ist mit einem Zuströmanschluss 15 bzw. 16 versehen. Über jeden Zuströmanschluss 15 bzw. 16 ist der zugeordneten Abgasflut 10 bzw. 11 separat Abgas zuführbar. Die Abgaszuführung erfolgt über zwei unabhängig voneinander ausgebildete Abgasleitungen 17 und 18, welche Bestandteil des Abgasstranges 4 sind. Jede Abgasleitung 17 bzw. 18 ist einer definierten Anzahl an Zylinderauslässen der Brennkraftmaschine zugeordnet. Im Ausführungsbeispiel ist die Brennkraftmaschine V-förmig ausgebildet und weist zwei Zylinderbänke bzw. -gruppen 19 und 20 auf, deren Zylinderanzahl gleich sein kann, insbesondere aber auch unterschiedlich sein kann (asymmetrische Brennkraftmaschine) . Die erste Abgasleitung 17 führt von der ihr zugeordneten Zylindergruppe 19 zur ersten Abgasflut 10, die zweite Abgasleitung 18 führt von der zweiten Zylindergruppe 20 zur zweiten Abgasflut 11.
Zwischen den beiden Abgasleitungen 17 und 18 ist stromauf der Turbine 3 eine verbindende Überbrückungsleitung 21 mit einem einstellbaren Abblase- bzw. Umblaseventil 22 angeordnet. Das Umblaseventil 22 kann in eine Sperrstellung, in der die Überbrückungsleitung 21 abgesperrt ist und ein Druckaustausch zwischen den Abgasleitungen 17 und 18 unterbunden wird, in eine Durchgangsstellung, in der die Überbrückungsleitung geöffnet ist und ein Druckaustausch ermöglicht ist, sowie in eine Abblasestellung versetzt werden, in der Abgas aus einer der beiden Abgasleitungen oder aus beiden Abgasleitungen unter Umgehung der Turbine aus dem Abgasstrang ausgeleitet wird (nicht eingezeichnet) .
Weiterhin ist eine Abgasrückführeinrichtung 23 vorgesehen, die eine Rückführleitung 24 zwischen der ersten Abgasleitung 17 und dem Ansaugtrakt 6 unmittelbar stromauf des Zylindereinlasses der Brennkraftmaschine 1 sowie ein Sperrventil 25 oder Rückschlagventil bzw. Flatterventil umfasst, das zwischen einer die Rückführleitung 24 blockierenden Sperrstellung und einer freigebenden Öffnungsstellung verstellbar ist bzw. sich einstellt. Vorteilhaft ist in der Rückführleitung 24 auch ein Abgaskühler 26 angeordnet.
Sämtliche Stellelemente der diversen verstellbaren Bauteile, insbesondere die variable Turbinengeometrie 8, das Umblaseventil 22 und gegebenenfalls das Sperrventil 25, werden über Stellsignale, die in einer Regel- und Steuerungseinrichtung 27 erzeugbar sind, in ihre gewünschte Position verstellt. Im Betrieb der Brennkraftmaschine wird die Turbinenleistung auf den Verdichter 5 übertragen, der ümgebungsluft mit dem Druck pi ansaugt und auf einen erhöhten Druck P2 verdichtet. Stromab des Verdichters 5 ist im Ansaugtrakt 6 ein Ladeluftkühler 28 angeordnet, der von der verdichteten Luft durchströmt wird. Nach dem Verlassen des Ladeluftkühlers 28 ist die Luft auf den Ladedruck p2s verdichtet, mit dem sie in den Zylindereinlass der Brennkraftmaschine eingeleitet wird. Nicht eingezeichnet ist eine getrennte Lufteinführung zu den Zylindergruppen 19 und 20, die eine selektive Drosselung, zum Beispiel durch Leitungsauslegung, ermöglichen. Hierdurch lässt sich bei gleicher Leistung der Zylindergruppen 19, 20 auch eine Luft-Kraftstoff-Asymmetrie bewirken. Am Zylinde- rauslass herrscht in der ersten Abgasleitung 17, die der ersten Zylindergruppe 19 zugeordnet ist, der Abgasgegendruck P3i; in der zweiten Abgasleitung 18, die der zweiten Zylindergruppe 20 zugeordnet ist, liegt der Abgasgegendruck P32 an. In der Turbine 3 wird das Abgas auf den niedrigen Druck p4 entspannt und im weiteren Verlauf zunächst einer katalyti- schen Reinigung unterzogen und schließlich in die Umgebung abgeblasen.
Im Abgasrückführungsbetrieb in der befeuerten Antriebsbetriebsweise wird das Sperrventil 25 der Abgasrückführeinrich- tung 23 in Öffnungsstellung versetzt, damit Abgas aus der ersten Abgasleitung 17 in den Ansaugtrakt 6 überströmen kann. Um ein die Abgasrückführung ermöglichendes Druckgefälle mit einem den Ladedruck p2s übersteigenden Abgasgegendruck p3χ in der Abgasleitung 17 zu gewährleisten, wird eine asymmetrische Turbine verwendet. Die variable Turbinengeometrie 8 im radialen Turbineneintrittsquerschnitt 13 des zweiten Strömungskanals 11 wird in eine Stellung versetzt, in der die gewünschte Luftmenge dem Motor zugeführt wird. Ein derartiges Druckgefälle kann dadurch unterstützt werden, dass der erste Turbineneintrittsquerschnitt 12 in der ersten Abgasflut 10 verhältnismäßig klein ausgebildet ist und einen Wert annimmt, der vorteilhaft zwar geringfügig größer sein kann als der zweite Turbineneintrittsquerschnitt 13 in Staustellung der variablen Turbinengeometrie, jedoch kleiner ist als dieser Querschnitt in Offenstellung der variablen Turbinengeometrie. Aufgrund des relativ geringen ersten Turbineneintrittsquerschnitts 12 kann ein verhältnismäßig hoher Abgasgegendruck p3i in der ersten Abgasleitung 17 erzielt werden. Bei aktivierter Abgasrückführung ist insbesondere der Abgasgegendruck p3χ in der ersten Abgasleitung 17 höher als der Abgasgegendruck p32 in der zweiten Abgasleitung 18, die keine Verbindung zur Abgasrückführeinrichtung 23 aufweist.
Im Motorbremsbetrieb wird die variable Turbinengeometrie in ihre Staustellung überführt, in der der radiale Turbineneintrittsquerschnitt 13 auf einen minimalen Wert reduziert wird, wodurch der Abgasgegendruck P32 in der zweiten Abgasleitung 18 auf einen hohen Wert ansteigt, der insbesondere größer ist als der Abgasgegendruck p3i in der ersten, mit der Abgasrückführeinrichtung 23 kommunizierenden Abgasleitung 17. Hierdurch ist es möglich, sehr hohe Motorbremsleistungen durch eine starke Anhebung des Abgasgegendrucks p32 zu erzielen, wobei einer Überschreitung der kritischen Drehzahlgrenze des Abgasturboladers durch eine entsprechende Einstellung der Ventile 22 und 25 vermieden werden kann.
Die beiden Zylindergruppen 19 und 20 können mit einem unterschiedlich hohen Luft-Kraftstoff-Verhältnis betrieben werden. Zur Unterstützung der Abgasrückführung wird die erste Zylindergruppe 19, deren Abgase an der Abgasrückführung teilnehmen, mit einem kleineren Luft-Kraftstoff-Verhältnis λk mit niedrigerem Luftanteil betrieben als die zweite Zylindergruppe 20, die dementsprechend ein höheres Luft-Kraftstoff- Verhältnis λg mit einem höheren Luftanteil aufweist und deren Abgase bei gesperrtem Umblaseventil 22 nicht an der Abgasrückführung teilnehmen. In einer vorteilhaften Ausführung liegt der Wert des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses λk der an der Abgasrückführung beteiligten Zylindergruppe 19 bei entsprechender Abgasreinigungsanlage unterhalb des stöchiometri- schen Wertes, wohingegen der Wert des Luft-Kraftstoff- Verhältnisses λg der zweiten Zylindergruppe 20 oberhalb des stöchiometrischen Wertes liegt. Der geringere Luftanteil im Luft-Kraftstoff-Verhältnis λk der ersten Zylindergruppe 19 bewirkt einen relativ erhöhten Abgasanteil in den Abgasen dieser Zylindergruppe, was in vorteilhafter Weise für die Abgasrückführung und Verbrennungsbeeinflussung eingesetzt werden kann.
Es kann zweckmäßig sein, die Brennkraftmaschine 1 asymmetrisch auszubilden, indem die an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe 19 eine geringere Zylinderanzahl aufweist als die nicht unmittelbar an der Abgasrückführung beteiligte, zweite Zylindergruppe 20. Aufgrund der unterschiedlichen Zylinderanzahl werden Verbrauchsnachteile, welche durch das niedrigere Kraftstoff-Luft-Verhältnis λk in der Zylindergruppe 19 entstehen, durch die Verbrauchsvorteile in der zweiten Zylindergruppe 20 gegebenenfalls überkompensiert, welche durch den höheren Luftanteil im Luft-Kraftstoff- Verhältnis λg entstehen.
Die Einstellung des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses jeder Zylindergruppe erfolgt zweckmäßig durch eine entsprechend bemessene Kraftstoff-Einspritzmenge. In dieser Ausführung kann die Luftzufuhr im Ansaugtrakt ohne Änderung beibehalten wer- den. Gemäß einer alternativen Ausführung kann es aber auch zweckmäßig sein, zusätzlich oder alternativ zur Änderung der Einspritzmenge auch eine entsprechende Anpassung der jeder Zylindergruppe zuzuführenden Luftmenge durchzuführen.
Bei der in Fig. 1 dargestellten zweiflutigen Abgasturbine 3 befindet sich die variable Turbinengeometrie im Turbineneintrittsquerschnitt 13 der größeren Abgasflut 11, die mit der von der Abgasrückführung unabhängigen Abgasleitung 18 verbunden ist. Der Turbineneintrittsquerschnitt 12 der kleineren Abgasflut 10, die mit der an der Abgasrückführung beteiligten Abgasleitung 17 verbunden ist, ist dagegen unveränderlich ausgebildet .
Alternative Ausführungen von Abgasturbinen 3 sind in den Figuren 2 und 3 dargestellt. Gemäß Fig. 2 ist vorgesehen, dass sich die variable Turbinengeometrie 8 über beide Turbineneintrittsquerschnitte 12 und 13 erstreckt, so dass durch eine Verstellung der variablen Turbinengeometrie 8 jeder Turbineneintrittsquerschnitt 12 bzw. 13 verändert werden kann. Dies ist insbesondere vorteilhaft für die Einstellung der rückzuführenden Abgasmenge, da durch eine Verstellung der variablen Turbinengeometrie der Abgasgegendruck in der ersten Abgasflut 10 sowie der ersten Abgasleitung 17 verändert werden kann und damit das Druckgefälle zwischen Abgasleitung 17 und Ansaugtrakt verändert wird.
Statt einer einfachen Axialschieberturbine, die vorwiegend für die Turbobremsfunktion genutzt wird, sind Drehschaufler- Turbinen für die Abgasrückführungsfunktion günstiger.
Gemäß Fig. 3 ist vorgesehen, dass sich die variable Turbinengeometrie 8 nur in den Bereich des Turbineneintrittsquerschnittes 12 der an der Abgasrückführung beteiligten ersten Abgasflut 10 erstreckt. In dem zweiten Turbineneintrittsquerschnitt 13 der zweiten Abgasflut 11 befindet sich dagegen keine variable Turbinengeometrie. Dadurch ist es möglich, die rückgeführte Abgasmenge durch Verstellung der variablen Turbinengeometrie einzustellen, wobei die Verstellung der variablen Turbinengeometrie auf den Druck in der zweiten Abgas¬ flut 11 nur indirekt einwirkt.
Das Schaubild gemäß Fig. 4 zeigt diverse Druckverläufe, dargestellt für eine symmetrische und für eine asymmetrische Motorbetriebsweise, in Abhängigkeit von der Motordrehzahl nM der Brennkraftmaschine. Eingetragen sind der Ladedruck p2s im
Ansaugtrakt, die Abgasdrücke pfλ und pf2 in den beiden Abgas- leitungen der beiden Zylindergruppen bei symmetrischer Betriebsweise (beide Zylindergruppen weisen gleiche Leistungsabgabe auf) sowie die Abgasdrücke p™/ und p%f in den beiden Abgasleitungen der beiden Zylindergruppen bei asymmetrischer Betriebsweise (unterschiedliche Leistungsabgabe in den Zylindergruppen aufgrund unterschiedlicher Konstruktion und/oder unterschiedlicher Betriebsweise bei befeuertem Antrieb) .
Über dem gesamten Drehzahlspektrum der Motordrehzahl nM liegt der Abgasdruck pfλ bzw. p%f , welcher in der Abgasleitung der kleineren Turbinenflut anliegt, oberhalb des Ladedruckes p2s im Ansaugtrakt, wohingegen der Abgasdruck pf2 bzw. p"f r welcher in der die größere Abgasflut versorgenden Abgasleitung herrscht, unterhalb des Ladedruckes p2s liegt. Zwischen den Druckwerten für die symmetrische Betriebsweise und die asymmetrische Betriebsweise herrschen jedoch Unterschiede. Im unteren Drehzahlbereich - unterhalb einer Grenzdrehzahl nM liegen die Werte für die asymmetrische Betriebsweise weiter vom Ladedruck p2s entfernt als für die symmetrische Betriebs- woisc,—ϊftfefe—ete-3?—Konsequenz, dass bei asymmetrischer Betriebs- weise ein höherer Abgasdruck p°f in der der kleineren Abgasflut zugeordneten Abgasleitung zu erzielen ist als bei symmetrischer Betriebsweise, bei der in dieser Leitung der Abgasdruck pfλ anliegt, wohingegen in der der größeren Abgasflut zugeordneten Abgasleitung sich bei asymmetrischer Betriebsweise ein kleinerer Druck p™/ als bei symmetrischer
Betriebsweise (Abgasdruck pf2) einstellt. Oberhalb der Grenzdrehzahl nu können sich in Abhängigkeit des Asymmetriebetriebs (s. Fig. 6) diese Verhältnisse aber umkehren, so dass oberhalb dieser Drehzahl die Abgasrückführung entsprechend einstellbar ist. Oberhalb der Grenzdrehzahl nM kann es daher angezeigt sein, wieder auf symmetrische Betriebsweise zu wechseln.
Entsprechende Verhältnisse lassen sich auch den Fig. 5 und 6 entnehmen. Fig. 5 zeigt ein Schaubild mit der Abgasrückführungsrate AGRasγ der an der Abgasrückführung beteiligten Abgasleitung bei asymmetrischer Betriebsweise im Vergleich zu der entsprechenden Abgasrückführungsrate AGRsy bei symmetrischer Betriebsweise, dargestellt in Abhängigkeit von der Motordrehzahl nM. Unterhalb der Grenzdrehzahl nM liegt die Abgasrückführungsrate AGRasy bei asymmetrischer Betriebsweise o- berhalb der Abgasrückführungsrate AGRsy für die symmetrische
Betriebsweise. Oberhalb der Grenzdrehzahl nM kehren sich die Verhältnisse wieder um.
Fig. 6 zeigt ein Schaubild mit der Leistungsabweichung LD der Zylindergruppen bei asymmetrischer Betriebsweise im Vergleich zur symmetrischen Betriebsweise in Abhängigkeit von der Motordrehzahl nM. Dargestellt sind als horizontale Linie die einen Mittelwert markierenden Leistungswerte '19sγ und '2θ'sy für die beiden in Fig. 1 dargestellten Zylindergruppen 19 und 20 bei symmetrischer Betriebsweise. Gegenüber diesen Mittelwerten weichen die Leistungsabgaben bei asymmetrischer Betriebsweise entsprechend den eingetragenen Kurven '19 asy und '20 asy in positiver bzw. negativer Richtung ab. Die an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe gibt unterhalb der
Grenzdrehzahl nM eine höhere Leistung ab als die zugeordneten Werte für die symmetrische Betriebsweise, wohingegen die nicht an der Abgasrückführung beteiligte Zylindergruppe eine geringere Leistung erzeugt. Oberhalb der Grenzdrehzahl nM * kehren sich wiederum diese Verhältnisse um.
Mit der beschriebenen Brennkraftmaschine bzw. dem Verfahren kann die Abgasrückführungsrate im unteren Motordrehzahlbereich angehoben werden. Im oberen Motordrehzahlbereich werden thermische und mechanische Beanspruchungen reduziert. Zur Optimierung der Motorlaufruhe kann es angezeigt sein, die Kurbelwelle an die asymmetrische Motorbetriebsweise anzupassen. Der Grad der Asymmetrie in der Leistungserzeugung der beiden Zylindergruppen weicht zweckmäßig maximal 20 %, insbesondere aber höchstens 15 % von den zugeordneten Werten bei symmetrischer Betriebs- bzw. Bauweise ab.
Gegebenenfalls kann für jede Zylindergruppe jeweils eine Kurbelwelle vorgesehen sein, wodurch höhere Leistungsverschiebungen zwischen den Zylindergruppen und demzufolge höhere A- symmetriegrade zu verwirklichen sind.

Claims

Patentansprüche
1. Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführeinrichtung, wobei die Brennkraftmaschine (1) zwei Zylindergruppen (19, 20) aufweist und das Abgas jeder Zylindergruppe (19, 20) separat über jeweils eine Abgasleitung (17, 18) abführbar ist, wobei eine Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung von einer der beiden Abgasleitungen (17, 18) abzweigt und in den Ansaugtrakt (6) der Brennkraftmaschine (1) mündet, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Zylindergruppen (19, 20) mit gleicher oder unterschiedlicher Leistungsabgabe betreibbar sind und die Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung (23) von der Abgasleitung (17) der Zylindergruppe (19) abzweigt, die in mindestens einem Betriebspunkt mit höherer Leistungsabgabe betreibbar ist.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die spezifische Leistung der Zylinder einer Zylindergruppe (19) sich von der spezifischen Leistung der Zylinder der anderen Zylindergruppe (20) unterscheidet.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die beiden Zylindergruppen (19, 20) eine unterschiedliche Zylinderanzahl umfassen.
4. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Zylindergruppen (19, 20) mit unterschiedlichem Luft- Kraftstoff-Verhältnis (λk, λg) betreibbar sind und die Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung (23) von der Abgasleitung (17) der Zylindergruppe (19) abzweigt, die in mindestens einem Betriebspunkt mit kleinerem Luft-Kraftstoff- Verhältnis (λk) betreibbar ist.
5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die mit der Abgasrückführeinrichtung zusammenwirkende Zylindergruppe (19) eine kleinere Zylinderanzahl umfasst als die zweite, unabhängig von der Abgasrückführeinrichtung ausgeführte Zylindergruppe (20) .
6. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass im Abgasstrang (4) eine Abgasturbine (3) eines Abgasturboladers (2) vorgesehen ist, wobei der Abgasturbine (3) die Abgasleitungen (17, 18) der Zylindergruppen (19, 20) zuführbar sind.
7. Brennkraftmaschine nach Anspruch 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Abgasturbine zweiflutig (3) ausgebildet ist, wobei jede Abgasflut (10, 11) der Abgasturbine (3) mit jeweils einer Abgasleitung (17, 18) verbunden ist.
8. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Abgasfluten (10, 11) unterschiedlich groß ausgebildet sind, wobei die kleinere Abgasflut (10) mit der mit der Abgasrückführeinrichtung (23) zusammenwirkenden Abgasleitung (17) verbunden ist.
9. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 8, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Abgasturbine (3) mit variabler Turbinengeometrie (8) zur veränderlichen Einstellung des wirksamen Turbineneintrittsquerschnitts (12, 13) ausgestattet ist.
10. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7 und 9, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) im Turbineneintrittsquerschnitt (12, 13) beider Abgasfluten (10, 11) angeordnet ist.
11. Brennkraftmaschine nach Anspruch 7 und 9, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die variable Turbinengeometrie (8) im Turbineneintrittsquerschnitt (12) der mit der Abgasrückführeinrichtung (23) zusammenwirkenden Abgasflut (10) angeordnet ist.
12. Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführeinrichtung, insbesondere zum Betrieb der Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, wobei die Brennkraftmaschine (1) zwei Zylindergruppen (19, 20) aufweist und das Abgas jeder Zylindergruppe (19, 20) separat über jeweils eine Abgasleitung (17, 18) abführbar ist, wobei eine Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung (23) von einer der Abgasleitungen (17, 18) abzweigt und in den Ansaugtrakt (6) der Brennkraftmaschine (1) mündet, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Zylindergruppen (19, 20) mit gleicher oder unterschiedlicher Leistungsabgabe betrieben werden können und diejenige Zylindergruppe (19), deren Abgasleitung (17) mit der Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung (23) verbunden ist, mit variierbarer Leistungsabgabe betrieben wird.
13. Verfahren nach Anspruch 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Zylindergruppen (19, 20) mit unterschiedlichem Luft- Kraftstoff-Verhältnis (λk, λg) betrieben werden können und diejenige Zylindergruppe (19), deren Abgasleitung (17) mit der Rückführleitung (24) der Abgasrückführeinrichtung (23) verbunden ist, mit einem variierbaren Luft-Kraftstoff-
Verhältnis (λk) betrieben wird.
14. Verfahren nach Anspruch 13, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass zur Verringerung des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses (λk) der Kraftstoffanteil erhöht wird.
15. Verfahren nach einem der Ansprüche 12 bis 14, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in den beiden Zylindergruppe (19, 20) unterschiedliche Zündzeitpunkte eingestellt werden.
16. Verfahren nach einem der Ansprüche 12 bis 15, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in den beiden Zylindergruppe (19, 20) unterschiedliche Kraftstoff-Einspritzverläufe eingestellt werden.
17. Verfahren nach einem der Ansprüche 12 bis 16, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass zur Verringerung des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses (λk) der Luftanteil verringert wird.
PCT/EP2004/006409 2003-06-18 2004-06-15 Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu WO2004111406A2 (de)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US10/560,748 US20070267002A1 (en) 2003-06-18 2004-06-15 Internal Combustion Engine with Exhaust Gas Recirculation Device, and Associated Method
EP04762998A EP1633967A2 (de) 2003-06-18 2004-06-15 Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE10327442.1 2003-06-18
DE10327442A DE10327442A1 (de) 2003-06-18 2003-06-18 Brennkraftmaschine mit Abgasrückführeinrichtung und Verfahren hierzu

Publications (2)

Publication Number Publication Date
WO2004111406A2 true WO2004111406A2 (de) 2004-12-23
WO2004111406A3 WO2004111406A3 (de) 2005-01-20

Family

ID=33495127

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2004/006409 WO2004111406A2 (de) 2003-06-18 2004-06-15 Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20070267002A1 (de)
EP (1) EP1633967A2 (de)
DE (1) DE10327442A1 (de)
WO (1) WO2004111406A2 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2006119866A1 (de) * 2005-05-06 2006-11-16 Daimlerchrysler Ag Brennkraftmaschine mit abgasturbolader und abgasrückführung

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102007036937A1 (de) * 2007-08-04 2009-02-05 Daimler Ag Abgasturbolader für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine
US8938961B2 (en) * 2011-12-30 2015-01-27 Caterpillar Inc. EGR flow sensor for an engine
DE112013003454T5 (de) 2012-07-31 2015-04-23 Cummins Inc. System und Verfahren zur Klopfreduzierung
US9157396B2 (en) 2013-05-17 2015-10-13 Caterpillar Inc. Nozzled turbine
GB201501498D0 (en) * 2015-01-29 2015-03-18 Cummins Ltd Engine system and method of operation of an engine system
JP6520366B2 (ja) * 2015-05-11 2019-05-29 いすゞ自動車株式会社 内燃機関の過給システム
US11187168B2 (en) * 2019-09-03 2021-11-30 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for increasing engine power output under globally stoichiometric operation
US11187176B2 (en) * 2019-09-03 2021-11-30 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for increasing engine power output under globally stoichiometric operation
US11248554B2 (en) * 2019-09-03 2022-02-15 Ford Global Technologies, Llc Systems and methods for increasing engine power output under globally stoichiometric operation

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4179892A (en) * 1977-12-27 1979-12-25 Cummins Engine Company, Inc. Internal combustion engine with exhaust gas recirculation
EP0790393A1 (de) * 1996-02-14 1997-08-20 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Brennkraftmaschine mit Sauganlage mit einem an gegenüberliegenden Zylinderbänken anschliessbaren Sammler, insbesondere V 8-Motor
DE19838725A1 (de) * 1998-08-26 2000-03-02 Mtu Friedrichshafen Gmbh Mehrzylindrige Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben einer solchen
US6216459B1 (en) * 1998-12-11 2001-04-17 Daimlerchrysler Ag Exhaust gas re-circulation arrangement
US6286489B1 (en) * 1998-12-11 2001-09-11 Caterpillar Inc. System and method of controlling exhaust gas recirculation
US6543230B1 (en) * 1999-08-05 2003-04-08 Daimlerchrysler Ag Method for adjusting a boosted internal combustion engine with exhaust gas recirculation

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SE315439B (de) * 1963-09-03 1969-09-29 Maschf Augsburg Nuernberg Ag
US4249382A (en) * 1978-05-22 1981-02-10 Caterpillar Tractor Co. Exhaust gas recirculation system for turbo charged engines
US5560208A (en) * 1995-07-28 1996-10-01 Halimi; Edward M. Motor-assisted variable geometry turbocharging system
US6216549B1 (en) * 1998-12-11 2001-04-17 The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Interior Collapsible bag sediment/water quality flow-weighted sampler
DE19960998C1 (de) * 1999-12-17 2001-02-15 Mtu Friedrichshafen Gmbh Einrichtung zur Abgasrückführung

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4179892A (en) * 1977-12-27 1979-12-25 Cummins Engine Company, Inc. Internal combustion engine with exhaust gas recirculation
EP0790393A1 (de) * 1996-02-14 1997-08-20 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Brennkraftmaschine mit Sauganlage mit einem an gegenüberliegenden Zylinderbänken anschliessbaren Sammler, insbesondere V 8-Motor
DE19838725A1 (de) * 1998-08-26 2000-03-02 Mtu Friedrichshafen Gmbh Mehrzylindrige Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben einer solchen
US6216459B1 (en) * 1998-12-11 2001-04-17 Daimlerchrysler Ag Exhaust gas re-circulation arrangement
US6286489B1 (en) * 1998-12-11 2001-09-11 Caterpillar Inc. System and method of controlling exhaust gas recirculation
US6543230B1 (en) * 1999-08-05 2003-04-08 Daimlerchrysler Ag Method for adjusting a boosted internal combustion engine with exhaust gas recirculation

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2006119866A1 (de) * 2005-05-06 2006-11-16 Daimlerchrysler Ag Brennkraftmaschine mit abgasturbolader und abgasrückführung

Also Published As

Publication number Publication date
DE10327442A1 (de) 2005-01-05
WO2004111406A3 (de) 2005-01-20
US20070267002A1 (en) 2007-11-22
EP1633967A2 (de) 2006-03-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1718851B1 (de) Brennkraftmaschine mit zwei abgasturboladern
EP1375868B1 (de) Motorbremseinrichtung für eine turboaufgeladene Brennkraftmaschine
EP1763627B1 (de) Brennkraftmaschine mit abgasnachbehandlung und verfahren zu deren betrieb
DE19837978B4 (de) Turboaufgeladene Brennkraftmaschine
EP1320670A1 (de) Abgasturbolader, aufgeladene brennkraftmaschine und verfahren hierzu
EP1766209A1 (de) Brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader
DE10152803A1 (de) Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader und einer Abgasrückführungsvorrichtung
DE102006019780A1 (de) Abgasturbolader in einer Brennkraftmaschine
WO2010020323A1 (de) Abgasturbolader für eine brennkraftmaschine eines kraftfahrzeugs
EP2059663A1 (de) Verfahren und vorrichtung zum betreiben einer brennkraftmaschine
EP1828562A1 (de) Verfahren zum betrieb einer brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader und einer nutzturbine
WO2009077033A1 (de) Brennkraftmaschine und verfahren zum steuern einer brennkraftmaschine für ein kraftfahrzeug
WO2010121684A1 (de) Verbrennungskraftmaschine sowie verfahren zum betreiben einer verbrennungskraftmaschine
DE19853360B4 (de) Brennkraftmaschine mit zwei Abgasturboladern
DE102014216820A1 (de) Aufgeladene Brennkraftmaschine mit in Reihe angeordneten Abgasturboladern und Verfahren zum Betreiben einer derartigen Brennkraftmaschine
EP2545265A1 (de) Brennkraftmaschine mit zweistufiger aufladung
DE10132672A1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
WO2004111406A2 (de) Brennkraftmaschine mit abgasrückführeinrichtung und verfahren hierzu
DE102005053977B4 (de) Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
DE102008020405A1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine und Brennkraftmaschine
EP1640595A1 (de) Aufgeladene Brennkraftmaschine und Verfahren zum Betreiben einer derartigen Brennkraftmaschine
WO2008125550A1 (de) Mehrstufiger turbolader und brennkraftmaschine
DE102005032002A1 (de) Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine und Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader
DE102018005460B3 (de) Verbrennungskraftmaschine für ein Kraftfahrzeug, insbesondere für einen Kraftwagen, Verfahren zum Betreiben einer solchen Verbrennungskraftmaschine sowie Kraftfahrzeug mit einer solchen Verbrennungskraftmaschine
WO2013083211A1 (de) Verbrennungskraftmaschine, insbesondere für einen kraftwagen

Legal Events

Date Code Title Description
AK Designated states

Kind code of ref document: A2

Designated state(s): AE AG AL AM AT AU AZ BA BB BG BR BW BY BZ CA CH CN CO CR CU CZ DE DK DM DZ EC EE EG ES FI GB GD GE GH GM HR HU ID IL IN IS JP KE KG KP KR KZ LC LK LR LS LT LU LV MA MD MG MK MN MW MX MZ NA NI NO NZ OM PG PH PL PT RO RU SC SD SE SG SK SL SY TJ TM TN TR TT TZ UA UG US UZ VC VN YU ZA ZM ZW

AL Designated countries for regional patents

Kind code of ref document: A2

Designated state(s): BW GH GM KE LS MW MZ NA SD SL SZ TZ UG ZM ZW AM AZ BY KG KZ MD RU TJ TM AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IT LU MC NL PL PT RO SE SI SK TR BF BJ CF CG CI CM GA GN GQ GW ML MR NE SN TD TG

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2004762998

Country of ref document: EP

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 2004762998

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 10560748

Country of ref document: US

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 10560748

Country of ref document: US