WO2006034728A1 - Brennkraftmaschine mit abgasturbolader - Google Patents

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WO2006034728A1 PCT/EP2004/010897 EP2004010897W WO2006034728A1 WO 2006034728 A1 WO2006034728 A1 WO 2006034728A1 EP 2004010897 W EP2004010897 W EP 2004010897W WO 2006034728 A1 WO2006034728 A1 WO 2006034728A1
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internal combustion
combustion engine
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Dirk Hagelstein
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Feitse Ebus
Bernd Stiebels
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    • F05B2220/00—Application
    • F05B2220/40—Application in turbochargers
    • 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, in particular a direct-injection diesel engine or gasoline engine, in particular a motor vehicle, with ei ⁇ nem exhaust gas turbocharger having a compressor and a turbine, the internal combustion engine a predetermined nominal speed n Ne nn and a predetermined displacement V H Further, wherein a compressor pressure ratio Pverêtrdruckerphaseitnis the compressor of the exhaust gas turbocharger is defined as the Quo ⁇ tient of a pressure p 2 t after the compressor to a pressure pn before the Verdich ⁇
  • Fresh air volume flow V NO RM is defined as a quotient of a fresh air volume flow V P kn upstream of the compressor of the exhaust gas turbocharger to a product of the rated speed nNom of the internal combustion engine and the displacement volume VH of the engine
  • Nominal V H of claim 1 The invention further relates to a method for operating the internal combustion engine, according to the preamble of claim 6.:
  • Turbocharged engines are primarily used to increase hub-specific top performance. This is accompanied by the use of comparatively large-volume turbocharger with turbine or compressor, which achieve a high degree of turbocharging at high rotational speeds and exhaust gas mass flows, but at low rotational speeds and exhaust gas mass flows have a sluggish response with load requirement (so-called turbocharger).
  • turbocharger For many drivers, the stationary torque characteristic of a supercharged direct-injection diesel engine is perceived as pleasant, but the turbo lag is also present there. From DE 695 19 306 T2 it is known for reducing the turbo lag, to provide an auxiliary combustion chamber which generates gases for driving the turbine of the turbocharger.
  • a valve device for controlling an exhaust gas turbocharger turbine for internal combustion engines with at least two exhaust gas flows.
  • a valve device is provided in an exhaust system and has two valve elements. By the first valve element, an opening between the one exhaust gas flow and the other exhaust gas flow is closable. Through the second valve, an opening between the one exhaust gas flow and a connecting line can be closed.
  • By arranging the second valve element of the valve device between the one exhaust gas flow and the connecting line it is possible to open the connecting line at a certain pressure, which in addition to the accumulation of turbocharging, which is achieved by opening the first Ventilelemen ⁇ tes a partial flow of the exhaust gas is conducted past the turbine.
  • a method and a device for increasing the efficiency of supercharged gasoline engines via an increase in the basic compaction is known.
  • the charge pressure can be raised above the level of previously charged internal combustion engines with single-stage charge air cooling.
  • the object of the invention is to provide an exhaust-gas-charged internal combustion engine with good response even at low rotational speeds.
  • the exhaust gas turbocharger is designed such that a compressor characteristic map, in which the compressor pressure ratio pverêtrdruckerphaseitms above the nor ⁇ m elected fresh air volume flow V NO RM is applied, limiting function of
  • V N ORM sharp compactor pressure ratio
  • the stroke volume of the internal combustion engine is 700 cm 3 to 5,100 cm 3 , in particular 950 cm 3 to 2250 cm 3 , preferably 990 cm 3 to 1,800 cm 3 and the rated speed of the internal combustion engine 4,800 rev / min to 6,200 rev / min, in particular 5,200 rev / min to 5,700 rpm.
  • FIG. 1 shows a compressor map for a compressor of an exhaust gas turbocharger ei ⁇ ner internal combustion engine according to the invention
  • FIG. 2 shows a compressor map for a compressor of an exhaust gas turbocharger ei ⁇ ner conventional internal combustion engine
  • Fig. 3 turbine maps for a turbine of an exhaust gas turbocharger er ⁇ inventive and a conventional internal combustion engine.
  • the combination of the exhaust gas turbocharger and the internal combustion engine is selected such that, in particular in the upper engine speed range, it has a relatively low compressor pressure ratio compared to conventionally charged engines.
  • the response of the exhaust gas turbocharger is improved at low speeds, since the boost pressure in the range of low engine speeds of the internal combustion engine is raised.
  • the boost pressure is determined by suitable selection of the components and possibly by a correspondingly executed control, for example by means of a wastegate, the boost pressure additionally lowered significantly.
  • the maximum airflow to be managed by the compressor or the exhaust gas mass flow to be managed by the turbine can be significantly reduced, whereas in a conventional design the charge pressure is kept virtually constant over a wide engine speed range up to the nominal engine speed or even rises. In the conventional design, this leads to a significant increase in the engine power and thus the combustion air and the Abgas ⁇ mass flow.
  • the turbomachines ie compressors and turbines
  • small geometric dimensions of turbine and compressor are sufficient.
  • FIG. 1 shows a compressor map for a compressor of an exhaust gas turbocharger for a combination according to the invention of exhaust gas turbocharger and internal combustion engine.
  • FIG. 2 shows a compressor map for a compressor of an exhaust gas turbocharger for a conventional combination of exhaust gas turbocharger and internal combustion engine.
  • Pu is defined, where p 1t is a pressure upstream of the compressor and p 2t is a pressure downstream of the compressor.
  • Plotted on the horizontal axis 12 is a standardized fresh air volume flow VNORM, which is a quotient of a fresh air volume flow V P kti upstream of the compressor to a product of the rated speed n N of the internal combustion engine and the displacement VH of the internal combustion engine according to the formula
  • V v NORM n * V is defined.
  • the value V No rm considered an interpretation of the exhaust gas turbocharger in relation to the characteristic quantities n N hen and VH of the internal combustion engine.
  • 14 denotes lines with a constant maximum value of the efficiency of the compressor, with 16 are lines with a constant value for n v / nvmax, where n v is a speed of the compressor of the exhaust gas turbocharger and nvmax is a predetermined maximum speed of the compressor of the exhaust gas turbocharger. That is, and at 18 is a pumping limit, below which the compressor of the exhaust gas turbocharger can not be operated without being damaged.
  • a line 24 indicates a Vollastbe ⁇ operating line of the internal combustion engine.
  • FIG. 3 shows a turbine characteristic diagram for a turbine of an exhaust gas turbocharger.
  • On the vertical axis 26 is a reduced turbine mass flow mredT and on the horizontal axis 28 is a relaxation ratio of the turbine P 3 t / p 4 t designedtra ⁇ gene, where p 3 t is a pressure upstream of the turbine of the exhaust gas turbocharger and p 4 t a downstream pressure the turbine of the exhaust gas turbocharger is.
  • At 30 is a course of mredT about the expansion ratio for a conventional design of the exhaust gas turbocharger according to the compressor map of Fig. 2 and 32 is a course of mredT on the relaxation ratio for an inventive interpretation of the exhaust gas turbocharger according to the compressor map of Fig. 1 plotted.
  • the exhaust gas mass flow 26 is also lower in a turbine design according to the invention according to Li 32 than in a conventional design according to line 30. returns the smaller turbine of the inventive design according to line 32 at the same engine speed a higher exhaust back pressure, so that the Leis ⁇ tion of the turbine in the lower part of the engine speed increases, as shown in Fig. 1, line 24 can be seen.
  • a wastegate of the turbine can lead an excess amount of exhaust gas past the turbine, even in the upper rpm range, because less exhaust gas flow is produced in comparison to the conventional turbo engine.
  • the boost pressure ranges from medium to high engine speeds, corresponding to values of V No rm of 0.35 to 0.55, significantly lowered.
  • the inventive design of the exhaust gas turbocharger with respect to the internal combustion engine achieves the following: A higher turbine power at low engine speeds; a lower mass moment of inertia of the rotor of the exhaust gas turbocharger; lower bearing friction losses due to a smaller shaft diameter; lower thermal inertia of the turbine housing; less heat loss in the turbine due to smaller surface area; smaller size; an increase in steady state torque at low engine speeds over conventional turbo engines; a much better response behavior of the exhaust gas turbocharger with good dynamic torque build-up (reduction of the turbo lag); an improved heating behavior of a catalyst in the Abgas ⁇ downstream of the exhaust gas turbocharger arranged catalyst; a smaller footprint and a lower weight.
  • the following stationary mean pressures er ⁇ reached or exceeded > 10.5 bar, in particular> 11 bar, preferably> 11, 5 bar, optimally> 12 bar at an engine speed of 1,000 U / min; and or
  • an exhaust gas turbocharger designed according to the invention is combined with a direct-injection gasoline engine.
  • This motor is preferably operated at least in the idling speed range ( ⁇ 1,500 rpm, ⁇ 1.5 bar) in the stratified operating mode.
  • the engine preferably has four valves per cylinder.
  • the internal combustion engine according to the invention has, for example, a maximum rated power of 50 kW to 70 kW, optimally from 55 kW to 65 kW, in the nominal speed band of preferably 4,800 rpm to 6,200 rpm, optimally 5,200 rpm to 5,700 rpm minute

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, insbesondere einen direkteinspritzenden Dieselmotor oder Ottomotor, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, mit einem Abgasturbolader, welcher einen Verdichter und eine Turbine aufweist, wobei die Brennkraftmaschine eine vorbestimmte Nenndrehzahl n<SUB>Nenn</SUB> sowie ein vorbestimmtes Hubvolumen V<SUB>H</SUB> aufweist, wobei ferner ein Verdichterdruckverhältnis p<SUB>Verdichterdruckerhältnis</SUB> (10) des Verdichters des Abgasturboladers definiert ist als der Quotient eines Druckes p<SUB>2t</SUB> nach dem Verdichter zu einem Druck p<SUB>1t</SUB> vor dem Verdichter gemäss der Formel (I) und wobei ferner ein normierter Frischluftvolumenstrom V<SUB>NORM</SUB>(12) definiert ist als ein Quotient eines Frischluftvolumenstrom V<SUB>pkt1</SUB> vor dem Verdichter des Abgasturboladers zu einem Produkt aus der Nenndrehzahl n<SUB>Nenn </SUB>der Brennkraftmaschine und dem Hubvolumen V<SUB>H</SUB> der Brennkraftmaschine gemäss der Formel (II). Hierbei ist der Abgasturbolader derart ausgebildet, dass eine ein Verdichterkennfeld, in dem das Verdichterdruckverhältnis p<SUB>Verdichterdruckerhältnis</SUB> (10) über dem normierten Frischluftvolumenstrom V<SUB>NORM</SUB> (12) aufgetragen ist, begrenzende Funktion (20) des Verdichterdruckverhältnisses p<SUB>Verdichterdruckerhältnis</SUB> (10) in Abhängigkeit von dem normierten Frischluftvolumenstrom V<SUB>NORM</SUB> (12) für eine konstante Verdichterdrehzahl n<SUB>V</SUB> = n<SUB>Vmax</SUB>, wobei n<SUB>V</SUB> eine Drehzahl des Verdichters des Abgasturboladers und n<SUB>Vmax</SUB> eine vorbestimmte maximale Drehzahl des Verdichters des Abgasturboladers ist, einen Wert p<SUB>Verdichterdruckerhältnis</SUB> (V<SUB>NORM</SUB>) =1 bei einem Wert V<SUB>NORM</SUB> <0,7 erreicht.

Description

VOLKSWAGEN AG
D - 38436 Wolfsburg
Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, insbesondere einen direkteinsprit¬ zenden Dieselmotor oder Ottomotor, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, mit ei¬ nem Abgasturbolader, welcher einen Verdichter und eine Turbine aufweist, wobei die Brennkraftmaschine eine vorbestimmte Nenndrehzahl nNenn sowie ein vorbe- stimmtes Hubvolumen VH aufweist, wobei ferner ein Verdichterdruckverhältnis Pverdichterdruckerhäitnis des Verdichters des Abgasturboladers definiert ist als der Quo¬ tient eines Druckes p2t nach dem Verdichter zu einem Druck pn vor dem Verdich¬
ter gemäß der Formel PyβrΛctaβrdruΛmhΛMr = — und wobei ferner ein normierter
Pu
Frischluftvolumenstrom VNORM definiert ist als ein Quotient eines Frischluftvolu- menstrom VPkn vor dem Verdichter des Abgasturboladers zu einem Produkt aus der Nenndrehzahl nNenn der Brennkraftmaschine und dem Hubvolumen VH der
Brennkraftmaschine gemäß der Formel Vmm = ^ — , gemäß dem Oberbegriff
"Nenn V H des Anspruchs 1. Die Erfindung betrifft ferner ein Verfahren. zum Betreiben dieser Brennkraftmaschine, gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 6:
Turbomotoren werden primär zur Steigerung der hubra umspezifischen Spitzen¬ leistung eingesetzt. Damit einher geht die Verwendung vergleichsweise großvolu- miger Turbolader mit Turbine bzw. Verdichter, die bei hohen Drehzahlen und Ab¬ gasmassenströmen einen hohen Aufladegrad erreichen, aber bei kleinen Dreh- zahlen und Abgasmassenströmen ein träges Ansprechverhalten bei Lastanforde¬ rung aufweisen (sogen. Turboloch). Von vielen Fahrern wird die stationäre Dreh¬ momentcharakteristik eines aufgeladenen direkteinspritzenden Dieselmotors als angenehm empfunden, das Turboloch ist jedoch auch dort vorhanden. Aus der DE 695 19 306 T2 ist es zur Reduzierung des Turboloches bekannt, eine Hilfsverbrennungskammer vorzusehen, welche Gase zum Antrieb der Turbine des Turboladers erzeugt.
Aus der DE 198 26 355 A1 ist eine Vorrichtung zur Steuerung einer Abgasturbola¬ derturbine für Brennkraftmaschinen mit wenigstens zwei Abgasfluten bekannt. Ei¬ ne Ventileinrichtung ist in einem Abgassystem vorgesehen und weist zwei Ventil¬ elemente auf. Durch das erste Ventilelement ist eine Öffnung zwischen der einen Abgasflut und der anderen Abgasflut verschließbar. Durch das zweite Ventil ist eine Öffnung zwischen der einen Abgasflut und einer Verbindungsleitung ver¬ schließbar. Durch die Anordnung des zweiten Ventilelementes der Ventileinrich¬ tung zwischen der einen Abgasflut und der Verbindungsleitung ist es möglich, die Verbindungsleitung bei einem bestimmten Druck zu öffnen, wodurch zusätzlich zu der Stauaufladung der Turbine, welche durch das Öffnen des ersten Ventilelemen¬ tes erzielt wird, ein Teilstrom des Abgases an der Turbine vorbeigeleitet wird. Da¬ durch wird einem Anstieg der Ladungswechselarbeit bzw. Gaswechselarbeit ent¬ gegengewirkt, weil der Durchsatz von Abgas in der zu der Turbine führenden Ab- gasleitung begrenzt wird. Die Schluckfähigkeit der Turbine wird stark erhöht und es kann eine Turbine mit sehr kleinem Querschnitt verwendet werden, was bei niedrigen Motordrehzahlen durch die erzielbaren höheren Ladedrücke eine besse¬ re Turbinenleistung zur Folge hat. Die Turbine kann dadurch so ausgelegt werden, dass sie im unteren Drehzahlbereich noch ein möglichst akzeptables Ansprech¬ verhalten aufweist und somit ein höchstmögliches Ladedruckniveau und eine da- mit verbundene hohe Leistung der Turbine erbracht wird.
Aus der DE 197 06 859 A1 ist ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Steigerung des Wirkungsgrades von aufgeladenen Ottomotoren über eine Erhöhung der Grundverdichtung bekannt. Mittels einer zwei- oder mehrstufigen Ladeluftverdich- tung und mehrstufiger Ladeluftkühlung kann der Ladedruck über das Niveau bis¬ heriger aufgeladener Brennkraftmaschinen mit einstufiger Ladeluftkühlung ange¬ hoben werden. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine abgasturboaufgeladene Brenn¬ kraftmaschine mit gutem Ansprechverhalten auch bei kleinen Drehzahlen zur Ver¬ fügung zu stellen.
5 Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Brennkraftmaschine der o.g. Art mit den in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmalen sowie durch ein Verfahren der o.g. Art mit den in Anspruch 6 gekennzeichneten Merkmalen gelöst. Vorteilhaf¬ te Ausgestaltungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angege¬ ben.
I O
Dazu ist es bei einer Brennkraftmaschine der o.g. Art erfindungsgemäß vorgese¬ hen, dass der Abgasturbolader derart ausgebildet ist, dass eine ein Verdichter¬ kennfeld, in dem das Verdichterdruckverhältnis pverdichterdruckerhäitms über dem nor¬ mierten Frischluftvolumenstrom VNORM aufgetragen ist, begrenzende Funktion des
15 Verdichterdruckverhältnisses pverdichterdruckerhäitms in Abhängigkeit von dem normier¬ ten Frischluftvolumenstrom VNORM für eine konstante Verdichterdrehzahl nv = nvmax, wobei nv eine Drehzahl des Verdichters des Abgasturboladers und nvmax eine vorbestimmte maximale Drehzahl des Verdichters des Abgasturbola¬ ders ist, einen Wert pverdichterdruckerhäitms (VNORM) =1 bei einem Wert VNORM<0,7, ins- 0 besondere VNORM<0,65, vorzugsweise VNORM<0,60, erreicht.
Ferner ist es bei einem Verfahren der o.g. Art erfindungsgemäß vorgesehen, dass in einem mittleren bis oberen Drehzahlbereich entsprechend VNorm > 0,35 der La¬ dedruck des Turboladers, beispielsweise durch Öffnen eines Wastegates des Ab- 5 gasturboladers, abgesenkt wird.
Dies hat den Vorteil, dass eine Auslegung des Abgasturboladers relativ zu den wesentlichen Kenndaten der Brennkraftmaschine, nämlich Hubraum und Nenn¬ rehzahl, derart getroffen ist, dass in einem oberen Drehzahlbereich ein relativ ge- 0 ringes Verdichterdruckverhältnis vorliegt, während ein Ladedruck bei niedrigen Drehzahlen angehoben ist. Gleichzeitig wird eine Verbrauchsminderung bei bes¬ serer Fahrleistung erzielt. Dadurch, dass der Abgasturbolader derart ausgebildet ist, dass eine Funktionen¬
schar pverdichterdruckerhäitnis (VNORM) für 0,5 < -^- < 1 den Wert 1 im Bereich nV mm
0,3 < VNORM < 0.65 erreicht, ergibt sich eine reduzierte Breite des Verdichterkenn¬ feldes, wodurch geometrische Maße des Verdichters und der Turbine entspre- chend dem reduzierten Abgas- und Frischluftmassenstrom kleiner gewählt werden können.
Beispielsweise beträgt das Hubvolumen der Brennkraftmaschine 700 cm3 bis 5.100 cm3, insbesondere 950 cm3 bis 2250 cm3, vorzugsweise 990 cm3 bis 1.800 cm3 und die Nenndrehzahl der Brennkraftmaschine 4.800 U/min bis 6.200 U/min, insbesondere 5.200 U/min bis 5.700 U/min.
Weitere Merkmale, Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung erge¬ ben sich aus den abhängigen Ansprüchen, sowie aus der nachstehenden Be- Schreibung der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen. Diese zeigen in
Fig. 1 ein Verdichterkennfeld für einen Verdichter eines Abgasturboladers ei¬ ner erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine,
Fig. 2 ein Verdichterkennfeld für einen Verdichter eines Abgasturboladers ei¬ ner herkömmlichen Brennkraftmaschine und
Fig. 3 Turbinenkennfelder für eine Turbine eines Abgasturboladers einer er¬ findungsgemäßen und einer herkömmlichen Brennkraftmaschine.
Erfindungsgemäß ist die Kombination von Abgasturbolader und Brennkraftma¬ schine derart gewählt, dass diese insbesondere im oberen Motordrehzahlbereich im Vergleich zu herkömmlich aufgeladenen Motoren ein relativ geringes Verdich¬ terdruckverhältnis aufweist. Das Ansprechverhalten des Abgasturboladers ist bei niedrigen Drehzahlen verbessert, da der Ladedruck im Bereich niedriger Motor¬ drehzahlen der Brennkraftmaschine angehoben ist. Im Bereich von mittleren bis hohen Motordrehzahlen wird der Ladedruck durch geeignete Auswahl der Kompo¬ nenten und ggf. durch eine entsprechend ausgeführte Regelung, beispielsweise mittels eines Wastegates, der Ladedruck zusätzlich signifikant abgesenkt. Da¬ durch kann der maximal vom Verdichter zu bewältigende Luftstrom bzw. der ma¬ ximal von der Turbine zu bewältigende Abgasmassenstrom deutlich reduziert wer¬ den, wogegen bei einer herkömmlichen Auslegung der Ladedruck über einen wei- ten Drehzahlbereich bis zur Nenndrehzahl nahezu konstant gehalten wird oder sogar ansteigt. Bei der konventionellen Auslegung führt dies zu einer deutlichen Anhebung der Motorleistung und damit des Verbrennungsluft- und des Abgas¬ massenstromes. Während daher herkömmlicherweise die Turbomaschinen, d.h. Verdichter und Turbinen, zur Bewältigung hoher Massenströme als große Einhei- ten ausgebildet sein müssen, genügen bei der erfindungsgemäßen Auslegung kleine geometrische Abmessungen von Turbine und Verdichter.
Fig. 1 zeigt ein Verdichterkennfeld für einen Verdichter eines Abgasturboladers für eine erfindungsgemäße Kombination von Abgasturbolader und Brennkraftmaschi- ne. Fig. 2 zeigt ein Verdichterkennfeld für einen Verdichter eines Abgasturboladers für eine herkömmliche Kombination von Abgasturbolader und Brennkraftmaschine. Hierbei ist auf der vertikalen Achse 10 ein Verdichterdruckverhältnis pverdicherdmck- verhaitnis aufgetragen, welches gemäß der Formel ü = ^L r Vcrdichlerciruckverhällm s
Pu definiert ist, wobei p1t ein Druck vor dem Verdichter und p2t ein Druck nach dem Verdichter ist. Auf der horizontalen Achse 12 ist ein normierter Frischluftvolumen¬ strom VNORM aufgetragen, welcher als ein Quotient eines Frischluftvolumenstrom VPkti vor dem Verdichter zu einem Produkt aus der Nenndrehzahl nNenn der Brenn¬ kraftmaschine und dem Hubvolumen VH der Brennkraftmaschine gemäß der For- mel
v NORM n * V definiert ist. Der Wert VNorm berücksichtigt eine Auslegung des Abgasturboladers in Bezug auf die charakteristischen Größen nNenn und VH der Brennkraftmaschine. Mit 14 sind Linien mit konstantem auf den Maximalwert bezogenen Wirkungsgrad des Verdichters bezeichnet, mit 16 sind Linien mit konstantem Wert für nv/nvmax bezeichnet, wobei nv eine Drehzahl des Verdichters des Abgasturboladers und nvmax eine vorbestimmte maximale Drehzahl des Verdichters des Abgasturbola- ders ist, und mit 18 ist eine Pumpgrenze bezeichnet, unterhalb derer der Verdich¬ ter des Abgasturboladers nicht ohne Schaden zu nehmen betrieben werden kann. Eine Linie 20 kennzeichnet einen Verlauf der Funktion pverdιchterdmckverhaitnιs(VNorm) für einen Wert nv/nvmax = 1 und eine Linie 22 kennzeichnet einen Verlauf der Funk- tion pverdιchterdruckverhaitnis(VNorm) für einen Wert nv/nvmax = 0,5. Alle dazwischen dar¬ gestellten Linien 16 kennzeichnen einen Verlauf der Funktion pverdichterdruckverhait- nis(VNorm) für Werte 0,5 < nv/nvmax < 1. Eine Linie 24 kennzeichnet eine Vollastbe¬ triebslinie der Brennkraftmaschine.
Im Vergleich der Verdichterkennfelder gemäß Fig. 1 und Fig. 2 ist ersichtlich, dass sich bei dem Verdichterkennfeld gemäß Fig. 1 durch Absenkung des Ladedruckes im oberen Drehzahlbereich der durchzusetzende Volumenstrom bei gleichem Hubraum und gleicher Nenndrehzahl deutlich verringert, so dass ein kleinerer Verdichter eingesetzt werden kann. Die Pumpgrenze 18 des kleineren Verdichters liegt bei kleineren Volumenströmen, wodurch ein größerer Ladedruck und damit ein größeres Motormoment bei kleiner Motordrehzahl erreichbar sind. Das Ver¬ dichterkennfeld gemäß Fig. 1 ist schmäler. Der Verlauf gemäß der Funktion pver- dichterdruckverhaitnis(VNorm) für einen Wert nv/nVmax = 1 gemäß Linie 20 begrenzt das Verdichterkennfeld in Richtung höhere Werte für VNθrm- Wie sich unmittelbar im Vergleich der Verdichterkennfelder gemäß Fig. 1 und Fig. 2 ergibt, befindet sich diese Grenzlinie 20 bei Fig. 1 bei deutlich niedrigeren Werten für VNθrm-
Fig. 3 zeigt ein Turbinenkennfeld für eine Turbine eines Abgasturboladers. Auf der vertikalen Achse 26 ist ein reduzierter Turbinenmassenstrom mredT und auf der horizontalen Achse 28 ist ein Entspannungsverhältnis der Turbine P3t/p4t aufgetra¬ gen, wobei p3t ein Druck stromauf der Turbine des Abgasturboladers und p4t ein Druck stromab der Turbine des Abgasturboladers ist. Bei 30 ist ein Verlauf von mredT über das Entspannungsverhältnis für eine herkömmliche Auslegung des Abgasturboladers gemäß Verdichterkennfeld von Fig. 2 und bei 32 ist ein Verlauf von mredT über das Entspannungsverhältnis für eine erfindungsgemäße Ausle¬ gung des Abgasturboladers gemäß Verdichterkennfeld von Fig. 1 aufgetragen. Hieraus ist ersichtlich, dass bei gleichem Entspannungsverhältnis auch der Ab¬ gasmassenstrom 26 bei einer erfindungsgemäßen Turbinenauslegung gemäß Li¬ nie 32 geringer ist als bei einer herkömmlichen Auslegung gemäß Linie 30. Umge- kehrt erreicht die kleinere Turbine der erfindungsgemäßen Auslegung gemäß Linie 32 bei gleicher Motordrehzahl einen höheren Abgasgegendruck, so dass die Leis¬ tung der Turbine im unteren Bereich der Motordrehzahl steigt, wie aus Fig. 1 , Linie 24 ersichtlich ist. Ein Wastegate der Turbine kann eine überschüssige Abgasmen- ge trotz der geringen Abmessungen auch im oberen Drehzahlbereich an der Tur¬ bine vorbeiführen, da im Vergleich zum konventionellen Turbomotor weniger Ab¬ gasstrom anfällt.
Optional wird, wie unmittelbar von der Volllastkennlinie 24 in Fig. 1 ersichtlich, durch eine entsprechende Regelung, beispielsweise eine Wastegate-Regelung, der Ladedruck von mittleren bis zu hohen Motordrehzahlen, entsprechend Werten von VNorm von 0,35 bis 0,55, signifikant abgesenkt.
Durch die erfindungsgemäße Auslegung des Abgasturboladers in Bezug auf die Brennkraftmaschine wird folgendes erreicht: Eine höhere Turbinenleistung bei kleinen Motordrehzahlen; ein geringeres Massenträgheitsmoment des Rotors des Abgasturboladers; geringere Lagerreibungsverluste aufgrund eines kleineren Wel¬ lendurchmessers; geringere thermische Trägheit des Turbinengehäuses; weniger Wärmeverluste in der Turbine wegen kleinerer Oberfläche; geringere Baugröße; eine Anhebung des stationären Drehmomentes bei niedrigen Motordrehzahlen gegenüber herkömmlichen Turbomotoren; ein wesentlich besseres Ansprechver¬ halten des Abgasturboladers mit gutem dynamischen Drehmomentaufbau (Verrin¬ gerung des Turboloches); ein verbessertes Aufheizverhalten eines im Abgas¬ strang stromab des Abgasturboladers angeordneten Katalysators; ein geringerer Platzbedarf und ein geringeres Gewicht.
Mit der erfindungsgemäßen Auslegung des Abgasturboladers in Bezug auf die Brennkraftmaschine werden beispielsweise folgende stationäre Mitteldrücke er¬ reicht bzw. überschritten: >10,5 bar, insbesondere >11 bar, bevorzugt >11 ,5 bar, optimal >12 bar bei einer Motordrehzahl von 1.000 U/min; und/oder
>15 bar, insbesondere >15,5 bar, bevorzugt >16 bar, optimal >16,5 bar bei einer Motordrehzahl von 1.350 U/min; und/oder >15,5 bar, insbesondere >16 bar, bevorzugt >16,5 bar, optimal >17 bar bei einer Motordrehzahl von 1.500 U/min.
Dynamisch. d.h. bei einer dem Kleinlastbetrieb folgenden VoII- last-Wunschvorgabe, wird folgender Mitteldruckverlauf erreicht bzw. überschritten: Motordrehzahl konstant 1.320 U/min, stationärer Betrieb 3,5 bar, diesem folgend die Volllast-Wunschvorgabe:
Nach 250 ms >5 bar, insbesondere >5,5 bar, bevorzugt >6 bar, optimal
>6,5 bar; und/oder - nach 500 ms >6 bar, insbesondere >6,5 bar, bevorzugt >7 bar, optimal
>7,5 bar; und/oder nach 1.000 ms >9 bar, insbesondere >9,5 bar, bevorzugt >10 bar, optimal
>10,5 bar (im Stand der Technik werden hier nur 5,5 bis 7 bar erreicht).
Bevorzugt wird ein erfindungsgemäß ausgelegter Abgasturbolader mit einem di¬ rekteinspritzenden Ottomotor kombiniert. Dieser Motor wird vorzugsweise zumin¬ dest im leerlaufnahen Drehzahlbereich (<1.500 U/min, <1 ,5 bar) im Schichtbe¬ triebsmodus betrieben. Der Motor weist bevorzugt vier Ventile pro Zylinder auf.
Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine hat beispielsweise eine maximale Li¬ terleistung von 50 kW bis 70 kW, optimal von 55 kW bis 65 kW, im Nenndrehzahl¬ band von vorzugsweise 4.800 U/min bis 6.200 U/min, optimal 5.200 U/min bis 5.700 U/min.

Claims

Patentansprüche:
1. Brennkraftmaschine, insbesondere einen direkteinspritzenden Dieselmotor oder Ottomotor, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, mit einem Abgastur¬ bolader, welcher einen Verdichter und eine Turbine aufweist, wobei die Brennkraftmaschine eine vorbestimmte Nenndrehzahl nNenn sowie ein vor¬ bestimmtes Hubvolumen VH aufweist, wobei ferner ein Verdichterdruckver¬ hältnis pverdichterdruckerhaitnis (10) des Verdichters des Abgasturboladers defi¬ niert ist als der Quotient eines Druckes p2t nach dem Verdichter zu einem Druck p-it vor dem Verdichter gemäß der Formel O = &-
Figure imgf000011_0001
und wobei ferner ein normierter Frischluftvolumenstrom VNORM (12) definiert ist als ein Quotient eines Frischluftvolumenstrom Vpkti vor dem Verdichter des Abgasturboladers zu einem Produkt aus der Nenndrehzahl n^nn der Brennkraftmaschine und dem Hubvolumen VH der Brennkraftmaschine ge- maß der Formel v K., v NORM - ' pkn nNenn * VH d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der Abgasturbolader derart ausgebildet ist, dass eine ein Verdichter¬ kennfeld, in dem das Verdichterdruckverhältnis pverdichterdruckerhaitnis (10) über dem normierten Frischluftvolumenstrom VNORM (12) aufgetragen ist, be¬ grenzende Funktion (20) des Verdichterdruckverhältnisses pverdichterdruckerhait¬ nis (10) in Abhängigkeit von dem normierten Frischluftvolumenstrom VNORM (12) für eine konstante Verdichterdrehzahl nv = nvmax, wobei nv eine Dreh¬ zahl des Verdichters des Abgasturboladers und nvmax eine vorbestimmte maximale Drehzahl des Verdichters des Abgasturboladers ist, einen Wert
Pverdichterdruckerhaitnis (VNORM) =1 bei einem Wert VNORM<0,7 erreicht.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasturbolader derart ausgebildet ist, dass die Funktion pverdichterdruckerhait- ΠIS(VNORM) für nv=nVmax den Wert 1 bei VNORM<0,65, insbesondere bei VNORM<0,60, erreicht.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasturbolader derart ausgebildet ist, dass eine Funktionenschar
Pverdichterdruckerhäitnis(VN0RM) für 0,5 < -^- < 1 den Wert 1 im Bereich nV max
0,3 < VNORM < 0.65 erreicht.
4. Brennkraftmaschine nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprü¬ che, dadurch gekennzeichnet, dass das Hubvolumen der Brennkraftma¬ schine 700 cm3 bis 5.100 cm3, insbesondere 950 cm3 bis 2.250 cm3, vor¬ zugsweise 990 cm3 bis 1.800 cm3 beträgt.
5. Brennkraftmaschine nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprü¬ che, dadurch gekennzeichnet, dass die Nenndrehzahl der Brennkraftma¬ schine 4.800 U/min bis 6.200 U/min, insbesondere 5.200 U/min bis 5.700 U/min beträgt.
6. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, welche gemäß wenigs¬ tens einem der vorhergehenden Ansprüche ausgebildet ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass in einem mittleren bis oberen Drehzahlbereich entsprechend N/Norm > 0,35 der Ladedruck des Turboladers abgesenkt wird.
7. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Lade¬ druck durch Öffnen eines Wastgates des Abgasturboladers abgesenkt wird.
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