ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С НАДДУВОМ И ПРИНУДИТЕЛЬНЫМ ЗАЖИГАНИЕМ

Настоящая полезная модель относится к двигателю внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, содержащему по меньшей мере одну головку цилиндров с по меньшей мере тремя цилиндрами, расположенными вдоль продольной оси головки цилиндров, причем
- каждый цилиндр содержит выпускное отверстие, к которому подсоединена выхлопная линия для выпуска выхлопных газов через систему выпуска выхлопных газов, при этом выхлопные линии соединяются с образованием общей выхлопной линии, образуя тем самым общий выхлопной коллектор,
- каждый цилиндр оснащен впрыскивающим соплом для подачи топлива непосредственным впрыском, и
- предусмотрен работающий от выхлопных газов турбонагнетатель, который содержит одноканальную турбину, расположенную в общей выхлопной линии.
Двигатель внутреннего сгорания вышеуказанного типа применяется, например, в качестве автомобильного двигателя. В контексте настоящей полезной модели обозначение «двигатель внутреннего сгорания» охватывает двигатели с принудительным зажиганием, работающие по циклу Отто, а также гибридные двигатели внутреннего сгорания с принудительным зажиганием, то есть двигатели внутреннего сгорания, использующие комбинированный процесс сгорания, и/или двигатели внутреннего сгорания с принудительным зажиганием, содержащие электрическую машину, которая может быть соединена в рамках привода с двигателем внутреннего сгорания и которая поглощает энергию двигателя внутреннего сгорания или выдает дополнительную энергию.
Из уровня техники DE 102012204885 В3 известен двигатель внутреннего сгорания, содержащий блок цилиндров и по меньшей мере одну головку цилиндров; блок и головка соединены, образуя цилиндры, то есть камеры сгорания, для чего в головке цилиндров и в блоке цилиндров предусмотрены отверстия. Блок цилиндров в качестве верхней половины картера двигателя служит для размещения поршня и гильзы каждого цилиндра. Верхняя половина картера двигателя, образованная блоком цилиндров, дополнена поддоном картера, этот поддон может быть смонтирован на блоке цилиндров и выполняет функции нижней половины картера двигателя, при этом указанный поддон служит для сбора и сохранения моторного масла и является частью масляного контура. Для монтажа и опирания коленчатого вала в картере предусмотрены по меньшей мере два подшипника. Для передачи крутящего момента каждый поршень шарнирно соединен с коленчатым валом. Коленчатый вал, установленный в картере, поглощает усилия шатунов и преобразует возвратно-поступательное движение поршней во вращательное движение коленчатого вала.
Головка цилиндров обычно служит для размещения приводов клапанов, требующихся для перезарядки. Для работы клапана, во-первых, предусматривается пружина клапана, предварительно нагружающая клапан в направлении положения закрытия, и, во-вторых, предусматривается привод клапана для открытия клапана с преодолением предварительного нагружающего усилия указанной пружины клапана. Механизм привода, требуемый для срабатывания клапана и содержащий сам клапан, называется приводом клапана. В процессе перезарядки вывод газообразных продуктов сгорания по выхлопной линии происходит через выпускное отверстие, а подача воздуха для смеси происходит через всасывающий патрубок и по меньшей мере одно впускное отверстие каждого цилиндра. В этой конструкции, по меньшей мере, части по меньшей мере одного всасывающего патрубка или по меньшей мере одной выхлопной линии каждого цилиндра встроены в головку цилиндров.
Выхлопные линии по меньшей мере трех цилиндров обычно объединяют с образованием объединенной общей выхлопной линии; это также имеет место в двигателе внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели. Обычно, а также в контексте настоящей полезной модели, соединение выхлопных линий для формирования общей выхлопной линии обозначается как выхлопной коллектор.
После общего выхлопного коллектора выхлопные газы для наддува двигателя внутреннего сгорания подаются в данном случае к одноканальной турбине турбонагнетателя, работающего от выхлопных газов, и, при необходимости, в одну или несколько систем дополнительной обработки выхлопных газов.
Преимущество турбонагнетателя, работающего от выхлопных газов, например, перед механическим нагнетателем, заключается в том, что между нагнетателем и двигателем внутреннего сгорания не имеется или не требуется механического соединения для передачи мощности. И если механический нагнетатель получает энергию, требуемую для его привода, целиком от двигателя внутреннего сгорания, снижая тем самым выходную мощность и, следовательно, негативно влияя на КПД, то турбонагнетатель, работающий от выхлопных газов, использует энергию горячих выхлопных газов.
Турбонагнетатель, работающий от выхлопных газов, содержит компрессор, расположенный в системе всасывания, и турбину, расположенную в системе вывода выхлопных газов, причем компрессор и турбина расположены на одном валу. Поток горячих выхлопных газов подается на турбину через общую выхлопную линию, и газы расширяются в указанной турбине с выделением энергии, в результате чего вал приводится во вращение. Энергия, передаваемая потоком выхлопных газов турбине и, в конечном счете, валу, используется для привода компрессора, который тоже размещен на этом валу. Компрессор сжимает и выдает поступающий в него воздух для смеси, в результате чего обеспечивается наддув по меньшей мере трех цилиндров. Для воздуха смеси может быть предусмотрено устройство охлаждения, с помощью которого сжатый воздух наддува охлаждается перед поступлением в цилиндры.
Наддув служит прежде всего для повышения мощности двигателя внутреннего сгорания. При наддуве воздух, требуемый для процесса сгорания, сжимается, в результате чего в каждый цилиндр за один рабочий цикл может быть подана увеличенная масса воздуха. Таким образом, масса горючего и, следовательно, среднее давление могут быть увеличены. Наддув - подходящее средство для повышения мощности двигателя внутреннего сгорания при сохранении неизменным рабочего объема или для снижения рабочего объема при сохранении той же мощности. В любом случае, наддув ведет к повышению объемной выходной мощности и удельной мощности. Таким образом, для тех же граничных условий транспортного средства, можно сдвинуть нагрузочный режим в сторону повышенных нагрузок, при которых удельное потребление горючего будет ниже.
В случае рассматриваемого типа двигателей внутреннего сгорания с наддувом, в которых выхлопные линии головки цилиндров объединены с образованием одной общей выхлопной линии, образуя общий выхлопной коллектор, и в которых одноканальная турбина турбонагнетателя, работающего от выхлопных газов, расположена в указанной общей выхлопной линии, цилиндры после перезарядки содержат разные доли остаточного газа.
mot
mot
В случае головки цилиндров с четырьмя цилиндрами в ряд внутренние цилиндры содержат после перезарядки более высокая доля остаточного газа, чем два внешних цилиндра. На фиг. 1а и 1b показано это явление отдельно для низких оборотов двигателя n=1200 об/мин (см. фиг. 1а) и для относительно высоких оборотов двигателя n=6000 об/мин (см. фиг. 1b), где доля остаточного газа в процентах [%] от заряда свежей смеси цилиндра отложена по оси ординат, а номер цилиндра отложен по оси абсцисс.
Разные доли остаточного газа являются следствием явления динамической волны, возникающего в системе вывода выхлопных газов в процессе перезарядки. Удаление газообразных продуктов сгорания из цилиндров двигателя внутреннего сгорания в процессе перезарядки принципиально основано на двух разных механизмах. Когда выпускной клапан открывается вблизи нижней мертвой точки в начале перезарядки, газообразные продукты сгорания с высокой скоростью вытекают через выпускное отверстие в систему вывода выхлопных газов под действием высокого уровня давления, существующего в цилиндре в конце сгорания, и связанного с этим высокого перепада давлений между камерой сгорания и выхлопной линией. Указанный процесс истечения под действием давления сопровождается высоким пиком давления, который также называется предвыхлопным скачком и который распространяется по выхлопной линии со скоростью звука, при этом с увеличением пройденного расстояния в большей или меньшей степени происходит рассеивание, то есть падение, давления в результате трения.
Давления в цилиндре и в выхлопной линии в процессе дальнейшей перезарядки выравниваются, поэтому газообразные продукты сгорания удаляются уже не под действием в первую очередь давления, а, скорее, выводятся в результате возвратно-поступательного движения поршня.
Явление динамической волны или флуктуаций давления в системе вывода выхлопных газов является причиной того, что цилиндры, которые работают со сдвигом в многоцилиндровом двигателе внутреннего сгорания, могут влиять друг на друга, в частности - могут и мешать один другому в процессе перезарядки. Это может привести к снижению характеристики по крутящему моменту и падению номинальной мощности.
Волны давления, исходящие от цилиндра, распространяются не только в по меньшей мере одной выхлопной линии указанного цилиндра, но также по выхлопным линиям других цилиндров, и в частности, могут доходить до выпускного отверстия, имеющегося в конце соответствующей линии. При этом выхлопной газ, который уже был вытеснен или выведен в выхлопную линию в процессе перезарядки, может вернуться в цилиндр снова, и именно под действием волны давления, исходящей от другого цилиндра. В частности, оказалось нежелательным, чтобы к концу перезарядки в выпускном отверстии цилиндра было повышенное давление, или чтобы волна давления от другого цилиндра распространялась по выхлопной линии в направлении выпускного отверстия, так как это мешает удалению газообразных продуктов сгорания из указанного цилиндра. В указанной фазе перезарядки газообразные продукты сгорания выводятся в первую очередь благодаря возвратно-поступательному движению поршня. В отдельных случаях выхлопной газ, выходящий из одного цилиндра, может даже попасть в другой цилиндр до того, как выпускное отверстие последнего закроется. В связи с этим следует учитывать, что волны давления, распространяющиеся в системе выведения выхлопных газов, отражаются и накладываются друг на друга.
Выхлопной газ, находящийся в цилиндре, то есть доля выхлопного газа, остающегося в цилиндре, заметно влияет на режим детонации двигателя внутреннего сгорания с принудительным зажиганием, причем риск детонационного сгорания растет с увеличением доли остаточного газа. Для того чтобы надежно предотвратить детонационное горение, цилиндры с относительно высокой долей остаточного газа работают с более поздним зажиганием, чем прочие цилиндры, то есть, чем цилиндры с относительно низкой долей остаточного газа; в результате более позднее начало сгорания топливовоздушной смеси приводит к меньшей силе воздействия газа на поршень и, таким образом, к уменьшению крутящего момента, который может быть передан. Разные, специфические для каждого цилиндра крутящие моменты приводят к крутильным колебаниям коленчатого вала, причем вибрации могут распространиться на остальную часть двигателя внутреннего сгорания и на транспортное средство.
В связи с перезарядкой многоцилиндрового двигателя внутреннего сгорания проблемы возникают, в частности, при низких оборотах двигателей; если в процессе перекрытия клапана, при котором выпускной клапан еще не закрыт, когда впускной клапан открыт, выхлопной газ должен быть, с принятием потерь продувки, по существу, выведен продувкой из цилиндра (см. также фиг. 1а и 1b).
Взаимному влиянию цилиндров в процессе перезарядки можно противодействовать с помощью цилиндров с выхлопными линиями одинаковой длины, вводя сложную, занимающую большой объем систему выведения выхлопных газов, или с помощью выхлопных линий отдельных цилиндров, на большем расстоянии проводимых раздельно друг от друга.
Однако по многим причинам предпочтительно создавать короткие выхлопные линии и, по существу, встраивать выхлопной коллектор, по меньшей мере, в одну головку цилиндров, то есть в максимально возможной степени осуществлять соединение выхлопных линий с образованием общей выхлопной линии уже в головке цилиндров.
Это дает более компактную конструкцию двигателя внутреннего сгорания и позволяет плотно вписать узел привода как одно целое в отсек двигателя. Далее, это обеспечивает экономию при изготовлении и сборке, а также снижение веса двигателя внутреннего сгорания, в частности, в случае полного встраивания выхлопного коллектора в головку цилиндров.
Далее, по существу, встраивание соединения выхлопных линий может иметь преимущества в плане размещения и эксплуатации системы дополнительной обработки выхлопных газов, предусмотренной после коллектора. Путь горячих выхлопных газов до различных систем дополнительной обработки выхлопных газов должен быть как можно более коротким, чтобы выхлопные газы имели малое время на охлаждение и системы дополнительной обработки выхлопных газов достигали рабочей температуры или температуры запуска как можно быстрее, в частности, после холодного запуска двигателя внутреннего сгорания.
В связи с этим желательно минимизировать термическую инерцию части выхлопных линий между выпускным отверстием цилиндра и системой дополнительной обработки выхлопных газов; это может быть достигнуто снижением массы и длины указанной части. В этом плане может быть выгодно, по существу, встраивать выхлопной коллектор в головку цилиндров.
В случае наддува двигателей внутреннего сгорания с помощью турбонагнетателя, работающего от выхлопных газов, как в двигателе внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели, требуется располагать турбину как можно ближе к выходу, то есть вблизи от выпускных отверстий цилиндров, чтобы можно было оптимально использовать энтальпию горячих выхлопных газов, которая в значительной мере определяется давлением и температурой выхлопных газов, и чтобы обеспечить быстрый отклик турбонагнетателя. В такой конструкции термическая инерция и объем части линии от выпускных отверстий цилиндров до турбины также должны быть минимизированы, поэтому здесь, в свою очередь, выгодно, по существу, встраивать выхлопной коллектор в головку цилиндров.
По существу, встраивание выхлопного коллектора в головку цилиндров и, вообще, укорочение выхлопных линий усугубляет проблему взаимовлияния цилиндров в процессе перезарядки, в частности, вышеуказанную проблему остаточного газа, для которой характерны, помимо прочего, разные доли остаточного газа в цилиндрах, что требует разного времени зажигания и, таким образом, создает различия крутящих моментов, приводя к крутильным колебаниям коленчатого вала.
Взаимное влияние цилиндров в процессе перезарядки, в принципе, может быть также предотвращено с помощью объединения цилиндров в группы, при котором выхлопные линии цилиндров каждой группы цилиндров объединяют с формированием соответствующей общей выхлопной линии, образуя тем самым выхлопной коллектор, и общие выхлопные линии подсоединяют к многоканальной турбине так, что в каждом случае одна общая выхлопная линия соединена с одним каналом многоканальной турбины.
При этом группы цилиндров, предпочтительно, должны располагаться так, чтобы цилиндры группы оказывали минимально возможное негативное воздействие друг на друга из-за явления динамической волны в выхлопных линиях. С этой целью для головки цилиндров, содержащей четыре цилиндра в ряд, предпочтительно в каждом случае объединить с формированием группы цилиндров по два цилиндра с интервалом зажигания 360° по углу поворота кривошипа, чтобы цилиндры группы имели максимально возможный термодинамический сдвиг. Так, например, если зажигание в цилиндрах запускается в порядке 1 - 2 - 4 - 3 или в порядке 1 - 3 - 4 -2, предпочтительно объединить внешние цилиндры с формированием первой группы и объединить внутренние цилиндры с формированием второй группы.
Многоканальная турбина, например, двухканальная турбина в виде двухпоточной турбины или турбины со сдвоенным потоком, значительно дороже, чем одноканальная турбина, применяемая в двигателе внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели.
Исходя из вышеизложенного, задача настоящей полезной модели заключается в том, чтобы предложить недорогой и усовершенствованный в плане решения проблемы остаточного газа двигатель внутреннего сгорания согласно преамбуле пункта 1 формулы полезной модели.
Следующая задача настоящей полезной модели заключается в том, чтобы предложить способ эксплуатации двигателя внутреннего сгорания такого типа.
Решение первой задачи достигается предложением двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, содержащего по меньшей мере одну головку цилиндров с по меньшей мере тремя цилиндрами, расположенными вдоль продольной оси головки цилиндров, причем
- каждый цилиндр содержит выпускное отверстие, к которому подсоединена выхлопная линия для выпуска выхлопных газов через систему выпуска выхлопных газов, при этом выхлопные линии соединяются с формированием общей выхлопной линии, образуя тем самым общий выхлопной коллектор,
- каждый цилиндр оснащен впрыскивающим соплом для подачи топлива непосредственным впрыском, и
- предусмотрен работающий от выхлопных газов турбонагнетатель, который содержит одноканальную турбину, расположенную в общей выхлопной линии, причем этот двигатель внутреннего сгорания отличается тем, что
i
i
i
i
i
- по меньшей мере, два цилиндра имеют разные степени сжатия ε, при этом степень сжатия ε таким образом коррелирует с длиной Δl линии системы выпуска выхлопных газов от выпускного отверстия цилиндра до турбины, что цилиндр с малой длиной Δl линии имеет низкую степень сжатия ε.
i
i
low
high
Цилиндры двигателя внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели работают с разными степенями сжатия ε, причем степень сжатия ε выбирается в соответствии с долей остаточного газа, сохранившегося в соответствующем цилиндре. Конкретно, согласно настоящей полезной модели цилиндры, содержащие, благодаря малому расстоянию от выхода цилиндра до турбины, относительно высокую долю остаточного газа после перезарядки и поэтому более подверженные риску развития детонационного сгорания, работают с низкой степенью сжатия ε. Напротив, цилиндры, содержащие относительно низкую долю остаточного газа, поскольку в их случае расстояние от выхода цилиндра до турбины больше, менее склонны к детонации и поэтому могут работать с высокой степенью сжатия ε.
low
high
В случае головки цилиндров с четырьмя цилиндрами в ряд, внутренние цилиндры, благодаря коротким путям выхлопных газов, содержат более высокую долю остаточного газа после перезарядки, чем два внешних цилиндра, так что согласно настоящей полезной модели для внутренних цилиндров задается низкая степень сжатия ε, а для внешних цилиндров задается высокая степень сжатия ε.
i
i
i
Расстояние, рассматриваемое как относящееся к настоящей полезной модели, между выходом цилиндра до одноканальной, в данном случае называется специфической для цилиндра длиной Δl линии системы выпуска выхлопных газов между выпускным отверстием цилиндра и турбиной. Подход к решению согласно п. 1 настоящей полезной модели непосредственно не связан с долей остаточного газа, действительно относящейся к этому случаю; вместо этого он связан с конструктивными особенностями или особенностями изготовления специфической для цилиндра линии длиной Δl, которая причинно связана с долей остаточного газа. Предполагается, что доля остаточного газа коррелирует, хотя и не строго, с специфической для цилиндра длиной Δl линии.
i
i
В двигателе внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели не делается попыток уравнять доли остаточного газа цилиндров, то есть выровнять во всех цилиндрах специфические для каждого цилиндра доли остаточного газа. Скорее, предлагается компенсировать различия долей остаточного газа, варьируя конструктивные особенности, в частности - степень сжатия ε, или предлагается противодействовать эффектам, происходящим из-за разных долей остаточного газа, используя разные степени сжатия ε.
ignition,i
Таким образом, цилиндры многоцилиндрового двигателя внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели имеют благодаря наличию коллектора разные доли остаточного газа и, вообще, по-прежнему эксплуатируются или должны по-прежнему эксплуатироваться с разным временем зажигания t. Однако близкие по величине силы воздействия газа на специфические для каждого цилиндра поршни приводят к близости величин специфических для каждого цилиндра крутящих моментов, так что крутильные колебания коленчатого вала и связанные с ними вибрации снижаются. В связи с этим следует также учесть, что специфическая для цилиндра доля остаточного газа влияет на скорость сгорания.
В качестве двигателя внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели предлагается недорогой и усовершенствованный в плане решения проблемы остаточного газа двигатель внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием. Таким образом, достигается решение первой задачи настоящей полезной модели.
Согласно настоящей полезной модели каждый цилиндр оснащен впрыскивающим соплом для подачи топлива непосредственным впрыском. Непосредственный впрыск подходит для осуществления послойной зарядки камеры сгорания и, таким образом, представляет собой возможное средство дедросселирования в двигателе, работающем по циклу Отто, или в рабочем процессе двигателя, работающего по циклу Отто. Непосредственный впрыск позволяет в определенных пределах осуществлять качественную регулировку двигателя, работающего по циклу Отто, поскольку топливовоздушная смесь может быть в значительной степени обеднена. Составление смеси происходит непосредственным впрыском топлива в цилиндр или в воздух наддува, находящийся в цилиндрах, а не внешним смесеобразованием, при котором топливо вводится во всасываемый воздух в тракте всасывания.
Двигатель внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели содержит по меньшей мере три цилиндра. Вообще, двигатель внутреннего сгорания должен содержать три или более трех цилиндров для того, чтобы выхлопные линии по меньшей мере двух цилиндров имели разную длину до турбины.
Далее вместе с зависимыми пунктами формулы полезной модели будут раскрыты предпочтительные варианты осуществления двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием.
Предпочтительны такие варианты осуществления двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых выхлопной коллектор выполнен симметричным относительно центральной плоскости, перпендикулярной к продольной оси головки цилиндров.
Симметричная конструкция коллектора, которая является традиционной, приводит к тому, что три или более трех цилиндров, расположенные вдоль продольной оси головки цилиндров двигателя внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели, имеют выхлопные линии разной длины до турбины.
Если несколько цилиндров расположены по продольной оси головки цилиндров, то есть - в ряд, то имеется по меньшей мере один внутренний цилиндр, который расположен в центральной плоскости или вблизи от нее, и по меньшей мере два внешних цилиндра, которые находятся дальше от центральной плоскости, причем объединенная общая выхлопная линия расположена в центральной плоскости.
1
2
2
1
Поэтому, даже в случае двигателей внутреннего сгорания с тремя цилиндрами в ряд, предпочтительны варианты осуществления, в которых три цилиндра образуют две группы, причем два внешних цилиндра образуют первую группу цилиндров, имеющих степень сжатия ε, а единственный внутренний цилиндр образует вторую группу со степенью сжатия ε, где ε<ε.
1
2
2
1
По вышеуказанным причинам в случае двигателей внутреннего сгорания с четырьмя цилиндрами в ряд предпочтительны варианты осуществления, в которых четыре цилиндра образуют две группы, причем два внешних цилиндра образуют первую группу цилиндров, имеющих степень сжатия ε, а два внутренних цилиндра образуют вторую группу цилиндров, имеющих степень сжатия ε, где ε<ε.
В связи с этим в случае двигателей внутреннего сгорания с пятью цилиндрами в ряд предпочтительны варианты осуществления, в которых пять цилиндров образуют три группы, а именно:
1
- два внешних цилиндра образуют первую группу цилиндров, имеющих степень сжатия ε,
3
3
1
- единственный внутренний цилиндр образует третью группу со степенью сжатия ε, где ε<ε, и
2
3
2
1
- два цилиндра, расположенные между внешними и внутренним цилиндрами, образуют вторую группу цилиндров, имеющих степень сжатия ε, где ε<ε<ε.
i
i
1
1
2
2
2
1
2
1
Предпочтительны варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых по меньшей мере два цилиндра с разными степенями сжатия ε различаются объемами цилиндров V, причем по меньшей мере один цилиндр первой группы имеет степень сжатия ε и объем цилиндра V, а по меньшей мере один цилиндр второй группы имеет степень сжатия ε и объем цилиндра V, где ε<ε и V>V.
i
В случае двигателей внутреннего сгорания, в которых каждый цилиндр содержит камеру сгорания, образованную совместно поршневой головкой специфического для цилиндра поршня, гильзой цилиндра и по меньшей мере одной головкой цилиндров в качестве крышки камеры сгорания, предпочтительны варианты осуществления, в которых разные объемы цилиндров V реализованы посредством геометрических различий специфических для каждого цилиндра крышек камер сгорания.
i
В случае двигателей внутреннего сгорания, в которых каждый цилиндр содержит камеру сгорания, образованную совместно поршневой головкой специфического для цилиндра поршня, гильзой цилиндра и головкой цилиндров в качестве крышки камеры сгорания, предпочтительны также варианты осуществления, в которых разные объемы цилиндров V реализованы посредством геометрических различий специфических для каждого цилиндра поршней.
i
1
Изменение объема цилиндра V и, таким образом, степени сжатия ε с помощью разных поршней - это средство, с помощью которого двигатели внутреннего сгорания могут быть модернизированы уже на рынке, в том смысле, что указанные двигатели внутреннего сгорания могут быть без больших затрат модифицированы и превращены в двигатели внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели.
В связи с этим предпочтительны варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых геометрические различия между специфическими для каждого цилиндра поршнями являются различиями формы углубления, предусмотренного в головке поршня.
Часто углубление, предусмотренное в поршне, не может быть изменено произвольно, поскольку это углубление служит, в первую очередь, для движения заряда и, таким образом, для образования смеси в камере сгорания.
В связи с этим предпочтительны также варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых геометрические различия между специфическими для каждого цилиндра поршнями являются различиями в высоте поршней.
Высота поршня определяется как расстояние вдоль продольной оси поршня от головки поршня до поршневого пальца. Поршневой палец служит для шарнирного соединения поршня с шатуном и смонтирован в поршне, в отверстии, центральная ось которого используется как линия отсчета для определения высоты поршня.
В связи с этим предпочтительны также варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых геометрические различия между специфическими для каждого цилиндра поршнями являются различиями в диаметре поршней.
Предпочтительны варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых каждый цилиндр оснащен запальной свечой для осуществления принудительного зажигания. Запальная свеча это устройство зажигания для надежной выдачи искры зажигания, которое, кроме того, имеет требуемую долговечность и, кроме того, является недорогим. Тем не менее для осуществления принудительного зажигания возможно также использование других устройств зажигания.
Одна из возможностей оптимизации процесса сгорания в двигателе, работающем по циклу Отто, состоит в использовании, по меньшей мере, частично регулируемого клапанного привода. В отличие от традиционных приводов клапанов, в которых как подъем клапанов, так и моменты открытия/закрытия не регулируются, в регулируемых клапанных приводах эти параметры, влияющие на процесс сгорания и, тем самым, на расход топлива, могут быть в большей или меньшей степени изменены. Заметная экономия топлива может быть получена даже при использовании лишь частично регулируемых клапанных приводов. Если времена закрытия и подъема впускного клапана могут быть изменены, то уже одно это делает возможным регулирование нагрузки без дросселирования, а значит, и без потерь. В этом случае воздух заряда или масса смеси, которые текут в камеру сгорания в процессе всасывания, регулируются не с помощью дроссельной заслонки, а, скорее, длительностями подъема впускного клапана и открытия впускного клапана.
Поэтому предпочтительны также варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых предусмотрен, по меньшей мере один, по меньшей мере, частично регулируемый клапанный привод.
Предпочтительны варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых каждый цилиндр содержит два выпускных отверстия. В ходе вывода выхлопных газов в процессе перезарядки главная задача - как можно быстрее открыть максимально возможные сечения потока, чтобы обеспечить эффективный вывод выхлопных газов, по этой причине предпочтительно предусмотреть более одного выпускного отверстия.
Предпочтительны варианты осуществления двигателей внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в которых предусмотрены два работающих от выхлопных газов турбонагнетателя, содержащие турбины различного размера.
В случае двигателей внутреннего сгорания с наддувом и с одним работающим от выхлопных газов турбонагнетателем для всех цилиндров головки цилиндров, как в двигателе внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели, наблюдается падение крутящего момента, если не достигнуты определенные обороты. Указанное падение крутящего момента станет понятно, если принять во внимание, что коэффициент давления заряда зависит от коэффициента давления турбины. Так, например, если обороты двигателя снижены, это приводит к меньшему потоку выхлопных газов и, соответственно, к меньшему коэффициенту давления турбины. В результате снижаются обороты двигателя и соответственно уменьшается коэффициент давления заряда, что равносильно падению крутящего момента.
Характеристики по крутящему моменту двигателя внутреннего сгорания с наддувом могут быть улучшены параллельным или последовательным соединением нескольких турбонагнетателей, при необходимости - в сочетании с механическим зарядным агрегатом.
Двигатель внутреннего сгорания в рассматриваемом варианте осуществления содержит два турбонагнетателя, расположенных последовательно. Посредством последовательного соединения двух работающих от выхлопных газов турбонагнетателей, из которых один турбонагнетатель, работающий от выхлопных газов, служит ступенью высокого давления и один турбонагнетатель, работающий от выхлопных газов, служит ступенью низкого давления, карта характеристик объединенного компрессора может быть с выгодой расширена, в частности, как в направлении уменьшенных расходов компрессора, так и в направлении увеличенных расходов компрессора.
В частности, в работающем от выхлопных газов турбонагнетателе, который служит ступенью высокого давления, граница помпажа может быть сдвинута в направлении меньших расходов компрессора, в результате чего могут быть получены высокие коэффициенты давления заряда даже при малых расходах компрессора, что значительно улучшает характеристики по крутящему моменту в диапазоне низких неполных загрузок. Это достигается путем создания турбины высокого давления для малых расходов выхлопных газов и путем обеспечения обводной линии, по которой, при возрастании расхода выхлопных газов, возрастающее количество выхлопных газов проводится мимо турбины высокого давления. Для этого обводная линия ответвляется от системы выведения выхлопных газов до турбины высокого давления и снова вливается в систему вывода выхлопных газов после турбины высокого давления и до турбины низкого давления, при этом в обводной линии размещен отсечный элемент для управления расходом выхлопных газов, проводимых мимо турбины высокого давления.
Два соединенных последовательно турбонагнетателя, работающих от выхлопных газов, обеспечивают дополнительные преимущества. Энергия, подводимая посредством наддува, может быть еще более увеличена. Далее, по отношению к аналогичному двигателю внутреннего сгорания с одноступенчатым наддувом отклик двигателя внутреннего сгорания с таким наддувом значительно улучшается, в частности, в диапазоне низких неполных загрузок. Причина этого в том, что относительно малая ступень высокого давления менее инертна, чем относительно большой работающий от выхлопных газов турбонагнетатель, применяемый для одноступенчатого наддува, поскольку ротор работающего от выхлопных газов турбонагнетателя уменьшенных размеров можно быстрее разогнать и замедлить.
i
ignition,i
Решение второй задачи настоящей полезной модели, а именно предложения способа эксплуатации двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием раскрытого выше типа, достигается в способе, согласно которому цилиндры с разными степенями сжатия ε эксплуатируются с разным временем зажигания t.
То, что было сказано в отношении двигателя внутреннего сгорания согласно настоящей полезной модели, применимо также к способу согласно настоящей полезной модели, по причине чего здесь делается общая отсылка к сказанному выше в отношении двигателя внутреннего сгорания. Для разных двигателей внутреннего сгорания отчасти требуются разные варианты способа.
high
low
Предпочтительны варианты способа, в которых зажигание в цилиндре с высокой степенью сжатия ε осуществляется позже, чем в цилиндре с низкой степенью сжатия ε.
ignition,i
Для эксплуатации двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием, в котором каждый цилиндр содержит камеру сгорания, ограниченную, помимо прочего, специфическим для цилиндра поршнем, причем каждый поршень шарнирно соединен с коленчатым валом для передачи крутящего момента, предпочтительны варианты способа, в которых разные времена зажигания tскоординированы друг с другом так, чтобы специфические для каждого цилиндра крутящие моменты, передаваемые поршнями на коленчатый вал, были как можно более одинаковыми.
i
Предпочтительны варианты осуществления способа, в которых по меньшей мере два цилиндра работают с разными отношениями А количества воздуха к количеству топлива. Для того чтобы надежно предотвратить детонационное горение, может потребоваться обогащение смеси (λ<1), если имеет место повышенная склонность к детонации, то есть, в частности, при высоких нагрузках и высоких температурах. Это может потребоваться, в частности, в цилиндрах с высокой степенью сжатия ε. В этом случае впрыскивается больше топлива, чем может быть действительно сожжено с подаваемым количеством воздуха, при этом избыточное топливо также нагревается и испаряется, так что температура в цилиндре падает. Такой подход обоснованно считается нежелательным с энергетической точки зрения, в частности - в плане расхода топлива двигателя внутреннего сгорания и в плане загрязняющих выбросов, но тем не менее целесообразным или допустимым для предотвращения детонации и защиты элементов конструкции.
В этом случае предпочтительны варианты осуществления способа, в которых отношение λ количества воздуха к количеству топлива снижено посредством увеличения количества впрыскиваемого топлива. Отношение λ количества воздуха к количеству топлива, в принципе, может также быть снижено путем снижения массы подаваемого воздуха. Однако недостаток такого подхода заключается в том, что снижение массы воздуха принципиально связано с потерей мощности. Поэтому в рассматриваемом варианте осуществления предпочтительным средством для снижения отношения λ количества воздуха к количеству топлива является увеличение количества впрыскиваемого топлива.
В случае, когда каждый цилиндр работающего по циклу Отто двигателя с непосредственным впрыском оснащен инжектором для впрыска топлива, инжекторы управляются индивидуально регулятором работы двигателя, а отношение λ количества воздуха к количеству топлива устанавливается с помощью количества впрыскиваемого топлива. Для установки количества подаваемого воздуха - и, тем самым, нагрузки - в системе всасывания предусмотрена дроссельная заслонка, которая также управляется и/или регулируется регулятором работы двигателя. Таким образом, цилиндры могут беспроблемно эксплуатироваться и с разными отношениями количества воздуха к количеству топлива.
Однако предпочтительны также варианты осуществления способа, в которых по меньшей мере три цилиндра работают стехиометрически. Стехиометрическая работа имеет значительные преимущества в плане дополнительной обработки выхлопных газов и использования трехходового каталитического дожигателя выхлопных газов, который в двигателе, работающем по циклу Отто, требует стехиометрической работы (λ=1) в узких границах.
Общее отношение количества воздуха к количеству топлива, релевантное для трехходового каталитического дожигателя выхлопных газов, определяется суммарными массами воздуха заряда и расходами топлива, подаваемого ко всем цилиндрам головки цилиндров, так что, в принципе, обогащение смеси одного цилиндра может быть компенсировано обеднением смеси другого цилиндра.
Ниже настоящее полезная модель будет раскрыто подробнее на основе фиг. 1а и 1b и на основе варианта осуществления двигателя внутреннего сгорания с наддувом и принудительным зажиганием согласно фиг. 2, на которых:
mot
на фиг. 1а графически показана доля остаточного газа для оборотов двигателя n=1200 об/мин; по оси ординат отложен процентная доля [%] заряда свежей смеси цилиндра, а по оси абсцисс - номер цилиндра,
mot
На фиг. 1b графически показана доля остаточного газа для оборотов двигателя n=6000 об/мин; по оси ординат отложена процентная доля [%] заряда свежей смеси цилиндра, а по оси абсцисс - номер цилиндра, и
на фиг. 2 схематически показаны цилиндры вместе с выхлопным коллектором согласно первому варианту осуществления двигателя внутреннего сгорания с принудительным зажиганием.
Фиг. 1а и 1b уже были объяснены при обсуждении уровня техники.
На фиг. 2 вместе с выхлопным коллектором 7 схематически показаны четыре цилиндра 1, 2, 3, 4 двигателя с принудительным зажиганием и четырьмя цилиндрами в ряд.
1
2
Выхлопные линии 5, 5 четырех цилиндров 1, 2, 3, 4, которые расположены в ряд, то есть вдоль продольной оси головки цилиндров, объединены с получением общей выхлопной линии 6, образуя тем самым общий выхлопной коллектор 7, причем выхлопной коллектор 7 выполнен симметричным относительно центральной плоскости, перпендикулярной к продольной оси головки цилиндров, так что общая выхлопная линия 6 лежит в указанной центральной плоскости.
Поэтому для каждого цилиндра 1, 2, 3, 4 пути выхлопных газов от соответствующего выхода цилиндра до турбины (не показано), расположенной в общей выхлопной линии 6, не равны по длине.
1
1
2
2
В данном случае, скорее, выхлопные линии 5 двух внешних цилиндров 1, 4, которые образуют первую группу, имеют большую длину Δl линии, чем выхлопные линии 5 двух внутренних цилиндров 2, 3, которые образуют вторую группу и имеют малую длину Δl линии. В результате внутренние цилиндры 2, 3 содержат большую долю остаточного газа после перезарядки, чем два внешних цилиндра 1, 4.
i
1
2
2
1
Эффекту, возникающему от разных долей остаточного газа, конкретно - изменению крутящего момента от цилиндров 1, 4 к цилиндрам 2, 3, противодействуют за счет использования разных степеней сжатия ε. Два внешних цилиндра 1, 4 первой группы настраивают на степень сжатия ε, а два внутренних цилиндра 2, 3 второй группы настраивают на степень сжатия ε, где ε<ε.
2
2
low
1
1
1
high
i
i
То есть, цилиндры 2, 3 с малой длиной Δl линии настраивают на низкую степень сжатия ε=ε, а цилиндры 1,4 с длинными выхлопными линиями 5 или большой длиной Δl линий настраивают на высокую степень сжатия ε=ε. В этом отношении длина Δl линии коррелирует со степенью сжатия Δ.
На схеме, показанной на фиг. 2, поршни 1а, 2а первого и второго цилиндров 1, 2 находятся в нижней мертвой точке, а поршни 3а, 4а третьего и четвертого цилиндров 3, 4 находятся в верхней мертвой точке.
i
1
2
2
1
Две группы цилиндров в варианте осуществления, показанном на фиг. 2, имеют разные объемы цилиндров V, причем внешние цилиндры 1, 4 имеют объем цилиндра V, а внутренние цилиндры 2, 3 имеют объем цилиндра V, где V>V.
i
В данном случае разные объемы цилиндров V реализованы за счет геометрических различий поршней, специфических для каждого из цилиндров 1а, 2а, 3а, 4а, конкретно - за счет разных диаметров поршней.
Перечень обозначений
1 Первый цилиндр
1а Поршень первого цилиндра
2 Второй цилиндр
2а Поршень второго цилиндра
3 Третий цилиндр
3а Поршень третьего цилиндра
4 Четвертый цилиндр
4а Поршень четвертого цилиндра
1
5 Выхлопная линия цилиндра первой группы цилиндров
2
5 Выхлопная линия цилиндра второй группы цилиндров
6 Общая выхлопная линия
7 Выхлопной коллектор
i
ε Степень сжатия цилиндра или группы цилиндров
1
ε Степень сжатия первой группы цилиндров
2
ε Степень сжатия второй группы цилиндров
3
ε Степень сжатия третьей группы цилиндров
highh
ε Высокая степень сжатия
kw
ε Низкая степень сжатия
i
Δl Длина линии системы выпуска выхлопных газов между выпускным
отверстием цилиндра и одноканальной турбиной
°C А Угол поворота кривошипа в градусах
λ Отношение количества воздуха к количеству топлива
n Обороты двигателя внутреннего сгорания
ignition,i
t Время зажигания цилиндра
i
V Объем цилиндра
1
V Объем цилиндра первой группы цилиндров
2
V Объем цилиндра второй группы активируемых цилиндров