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Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit mindestens einem Einlassentil zur Steuerung eines drallerzeugenden Einlasskanals und zumindest einem Auslassventil zur Steuerung eines Auslasskanals pro Zylinder, wobei durch Ver- ändern der Steuerzeiten des Einlassventils und/oder des Auslassventils Abgas aus dem Auslasskanal in den Zylinder rückgeführt werden kann.
Aus der AT 003 134 U1 ist ein Verfahren zum Betreiben einer fremdgezündeten Viertaktbrennkraftmaschine mit einem Einlassventil und einem Auslassventil pro Zylinder bekannt, welche über eine gemeinsame Nockenwelle betätigt werden. Im Teillastbereich wird durch eine Phasenverstellung der Nockenwelle der Aus- lass- und Einlassschluss in Richtung spät verschoben. Dadurch kommt es zu einer Entdrosselung sowie zu einer inneren Abgasrückführung. Dies ermöglicht einerseits eine Verringerung der Emissionen und andererseits eine Verbesserung des Kraftstoffverbrauchs.
Weiters ist es bekannt, im Teillastbereich einen Drall der Einlassströmung im Brennraum zu generieren, um den Kraftstoffverbrauch zu senken. Bei Vollast hingegen ist zur Erzielung der maximalen Leistung ein möglichst hoher Fütiungs- grad ohne Drall gewünscht. Diese Flexibilität - drallbehaftete Einlassströmung bei Teillast, dralilose Einlassströmung mit hohem Durchfluss bei Volllast - kann bei Brennkraftmaschinen mit zwei Einlasskanälen pro Zylinder durch Kanalabschaltung während des Teillastbetriebes erzielt werden.
Bei Brennkraftmaschinen mit nur einem Einlassventil und einem Auslassventil pro Zylinder ergibt sich die Problematik, dass bei der Auslegung des Einlasskanals ein Kompromiss zwischen Drallerzeugung bei Teillast und maximalen Durchfluss bei Vollast gefunden werden muss, wobei der Zielkonflikt besteht, dass der Durch- fluss durch den Einlasskanal mit der Stärke des erzeugten Dralles abnimmt.
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und einerseits bei Teillast niedrigen Kraftstoffverbrauch und Emissionen und andererseits bei Volllast hohe Leistung zu ermöglichen.
Erfindungsgemäss erfolgt dies dadurch, dass der Auslasskanal für das in den Brennraum rückströmende Abgas als drallerzeugender Kanal, vorzugsweise als Tangentialkanal, ausgebildet ist. Gemäss der Erfindung wird somit der Auslasskanal in die Drallgenerierung der Strömung im Zylinder eingebunden. Der Drall innerhalb des Zylinderraumes wird somit sowohl mit dem Auslasskanal, als auch mit dem Einlasskanal generiert. Dadurch ist es möglich, die Drallkomponente des
Einlasskanals zu verringern, um auf diese Weise den Durchfluss durch den Ein-
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lasskanal bei Vollast zu erhöhen. Wesentlich ist, dass der Drall zufolge des rückströmenden Abgases aus dem Auslasskanal und der Drall zufolge der Frischgasströmung aus dem Einlasskanal die gleiche Orientierung aufweisen, so dass eine gegenseitige Verstärkung auftritt.
Um einen hohen Drall im Brennraum zu erreichen, ist es vorteilhaft, wenn die Strömungsmittellinie des Einlasskanals im Bereich der Einlassöffnung mit einer Zylindermittelpunkt und Ventilmittelpunkt verbindenden Geraden einen Winkel zwischen etwa 800 und 1200 aufspannt. Zusätzlich ist es besonders günstig, wenn die Strömungsmittellinie des Auslasskanals im Bereich der Auslassöffnung mit einer Zylindermittelpunkt und Ventilmittelpunkt verbindenden Geraden einen Winkel zwischen etwa 800 und 1200 aufspannt.
Besonders gute Ergebnisse lassen sich erzielen, wenn die Achse des Auslasskanals mit einer Zylinderachsparallelen einen Winkel > 00, vorzugsweise > 300, besonders vorzugsweise > 600 einschliesst. Auch der Einlasskanal kann in dieser Weise geformt sein.
Um Strömungsverluste zufolge von Turbulenzerscheinungen zu vermeiden, ist es besonders vorteilhaft, wenn der Auslasskanal im Bereich des Ventilsitzes im Bereich der der Zylinderkopfebene nächstliegenden Kanalunterseite eine Abrisskante aufweist. Ein weiteres Merkmal der Erfindung ist, dass die der Zylinderkopfebene entferntere Kanaloberseite des Auslasskanals im Bereich des Ventilsitzes mit der Zylinderachsparallelen einen Winkel > 30 , vorzugsweise > 600, einschliesst. Die Kanaloberseite des Auslasskanals ist somit möglichst flach ausgeführt, das heisst, dass der Winkel zwischen der Kanaloberseite und der Ventilachse wesentlich grösser als 00 ist. Dies bewirkt ein flaches Einströmen des rückgeführten Abgases in den Zylinder, was zusammen mit der seitlichen Position des Auslassventils im Brennraum einen relativ starken Drall verursacht.
Um die Draltwirkung zu verstärken, kann der Auslasskanal zusätzlich im oder gegen den Sinn der Drallrichtung gekrümmt sein.
Gemäss der Erfindung ist somit vorgesehen, dass bei Teillast durch Veränderung der Einlasssteuerzeit und/oder der Auslasssteuerzeit eine interne Rückführung von Abgas aus dem Auslasskanal in den Zylinder durchgeführt wird, wobei wäh- rend der Abgasrückführung eine asymmetrische Abgasrückführströmung gene- riert wird. Eine besonders einfach Ausführungsvariante der Erfindung sieht dabei vor, dass bei Teillast durch eine Phasenverstellung der Nockenwelle sowohl die
Einlasssteuerzeit, als auch die Auslasssteuerzeit um einen Kurbelwinkel von etwa
300 bis 1000, vorzugsweise etwa 400 bis 800, nach spät verschoben wird.
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Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 die erfindungsgemässe Brennkraftmaschine in einem Schnitt durch einen Zylinder gemäss der Linie I-I in Fig. 2, Fig. 2 die Kanalanordnung dieser Brennkraftmaschine in einer Draufsicht auf den Zylinder und Fig. 3 ein Ven- tilhub-Kurbelwinkel-Diagramm.
Die Brennkraftmaschine weist einen Zylinderkopf 1 mit einem Einlassventil 2 und einem Auslassventil 3 pro Zylinder 4 auf, welche zur Steuerung einer Einlassöffnung 5 beziehungsweise einer Auslassöffnung 6 dienen. Über die Einlassöffnung 5 mündet ein Einlasskanal 7 in den Brennraum 8, von welchem über die Auslassöffnung 6 ein Auslasskanal 9 ausgeht.
Der Einlasskanal 7 ist drallerzeugend, vorteilhafterweise als Tangentialkanal, ausgebildet und erzeugt im Brennraum 8 während des Ansaughubes einen Drall 01 um die Zylinderachse 10.
Im Teillastbereich wird während der Einlassphase eine interne Abgasrückführung durchgeführt, indem beispielsweise das Auslassventil 3 verspätet geschlossen wird. Dadurch gelangt während des Ansaughubes ein Teil des Abgases aus dem Auslasskanal 9 zurück in den Brennraum 8.
Der Auslasskanal 9 ist für das rückströmende Abgas ebenfalls drallerzeugend, vorteilhafterweise auch als Tangentialkanal ausgebildet, so dass das rückgeführte Abgas einen weiteren Drall D2 im Brennraum 8 generiert. Wesentlich ist, dass sich die Frischgasströmung Si durch den Einlasskanal 7 und die Abgasrückführströmung S2 aus dem Auslasskanal 9 nicht gegenseitig behindern. Um dies zu gewährleisten, ist der Auslasskanal 9 so geformt, dass der durch das rückgeführte Abgas generierte Drall Dz gleich orientiert ist wie der Drall D1 zufolge der Frischgasströmung Si aus dem Einlasskanal 7. Dadurch entsteht eine Verstärkung des Dralles D1 aus dem Einlasskanal 7.
Dies ermöglicht es, den Einlasska- nai 7 weniger drallerzeugend, dafür auf grösseren Durchfluss auszulegen, um die Leistung bei Vollast zu erhöhen, ohne Kraftstoffverbrauch und Emissionen bei Teillast zu verschlechtern.
Als Tangentialkanal ist hier ein Kanal zu verstehen, dessen Strömungsmittellinie 7a, 9a im Bereich der Einlassöffnung 5 beziehungsweise Auslassöffnung 6 mit einer Zylindermittelpunkt lOb und Ventilmittelpunkt 2a, 3a verbindenden Geraden r1, r2 einen Winkel sl, Sz zwischen 800 und 1200 aufspannt, wie in Fig. 2 angedeutet ist.
Um die gewünschte Drallwirkung zu erreichen, weist die Strömungsmittellinie 9a des Auslasskanals 9 bezüglich der Zylinderachse 10 beziehungsweise bezüglich
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einer Zylinderachseparallelen 10a einen Winkel ss > 00, welcher vorteilhafterweise mindestens 300, bevorzugt mindestens 600 beträgt. Auch die Strömungsmittellinie 7a des Einlasskanals 7 ist um einen Winkel cx zur Zylinderachse 10 im gleichen Ausmass geneigt.
Um Turbulenzen bei der Rückströmung des Abgases aus dem Auslasskanal 9 zu vermeiden und Strömungsverluste so gering wie möglich zu halten, weist die der Zylinderkopfebene 11 nächstliegende Kanalunterseite 9b im Bereich des Ventilsitzes 12 des Auslassventils 3 eine scharf ausgebildete Abrisskante 13 auf. Die der Zylinderkopfebene 11 entferntere Kanaloberseite 9c ist möglichst flach ausgebildet, wobei die Kanaloberseite mit einer Zylinderachseparallelen 10a im Bereich der Mündung 6 einen Winkel 8 aufspannt, welcher etwa 300 bis 600 beträgt.
In dem in der Fig. 3 dargestellten Diagramm ist der Ventilhub H über der Kurbelstellung KW in Grad Kurbelwinkel für Einlassventil 2 und Auslassventil 3 jeweils für Vollastbetrieb und Teillastbetrieb aufgetragen. Bezugszeichen ET bezeichnet den Ventilhub H des Einlassventils 2 bei Teillast, Ev den Ventilhub H des Einlassventils 2 bei Vollast. Der Ventilhub H des Auslassventils 3 für Teillast beziehungsweise für Vollast ist mit AT beziehungsweise Av bezeichnet. Deutlich ist zu erkennen, dass bei Teillast die Steuerzeiten des Einlassventils 2 und des Auslassventils 3 nach spät verstellt werden, wobei die Spätverstellung der Einlassnockenwelle etwa 500 beträgt, so dass der Einlassschluss bei 90 bis 140 nach dem unteren Totpunkt UT nach dem Ladungswechsel liegt.
Die Steuerzeitverstellung des Auslassventilhubes erfolgt synchron mit der Verstellung des Einlassentilhubes nach spät. Durch die Verschiebung der Einasssteuerzeit nach spät wird eine Entdrosselung bewirkt, so dass während der Ausschiebphase R die überflüssige Luft im Brennraum wieder in das Saugrohr gegen Umgebungsdruck rückgeblasen wird.
Da auch die Auslasssteuerzeit synchron mit der Einlasssteuerzeit nach spät verstellt wird, so dass der Schliesszeitpunkt des Auslassventils 3 nicht vor dem Öffnungszeitpunkt des Einlassventils 2 liegt, wird erreicht, dass auch das Ansaugen während der Phase AGR gegen Umgebungsdruck (Abgasdruck) erfolgt. Dadurch treten äusserst geringe Ladungswechselverluste auf. Gleichzeitig erfolgt eine innere Abgasrückführung während der Phase AGR in den Zylinder 4. Durch die beschriebene konstruktive Ausführung des Auslasskanals 9 strömt das rückgeführte Abgas mit einem Drall D2 in den Zylinder 4. Während der Phase AN wird Luft beziehungsweise Gemisch aus dem Einlasskanal 7 in den Zylinder 4 angesaugt.
Der drallerzeugend ausgebildete Einlasskanal 7 erzeugt einen weiteren Drall Di im Zylinder 4, welcher sich mit dem Drall D2 überlagert. Dadurch ist möglich, den Einlasskanal 7 für weniaer Drallerzeuauna. aber für grösseren Durchfluss auszule-
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gen, wodurch die Höchstleistung bei Vollast erhöht werden kann, ohne dass bei Teillast ein höherer Kraftstoffverbrauch und höhere Emissionen in Kauf genommen werden müssen.
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The invention relates to an internal combustion engine with at least one intake valve for controlling a swirl-generating intake port and at least one exhaust valve for controlling one exhaust port per cylinder, wherein exhaust gas can be returned from the exhaust port to the cylinder by changing the timing of the intake valve and / or the exhaust valve.
From AT 003 134 U1 a method for operating a spark-ignition four-stroke internal combustion engine with an intake valve and an exhaust valve per cylinder is known, which are actuated via a common camshaft. In the partial load range, a phase adjustment of the camshaft shifts the exhaust and intake in the late direction. This results in dethrottling and internal exhaust gas recirculation. On the one hand, this enables a reduction in emissions and, on the other hand, an improvement in fuel consumption.
It is also known to generate a swirl of the inlet flow in the combustion chamber in the part-load range in order to reduce fuel consumption. At full load, on the other hand, the highest possible degree of filling without swirl is desired to achieve the maximum output. This flexibility - swirling inlet flow at part load, twistless inlet flow with high flow at full load - can be achieved in internal combustion engines with two inlet ports per cylinder by channel shutdown during part load operation.
In internal combustion engines with only one intake valve and one exhaust valve per cylinder, the problem arises that when designing the intake port, a compromise must be found between swirl generation at part load and maximum flow at full load, with the conflict of objectives being that the flow through the intake port decreases with the strength of the swirl generated.
The object of the invention is to avoid these disadvantages and on the one hand to enable low fuel consumption and emissions at part load and on the other hand to achieve high performance at full load.
According to the invention, this is done in that the outlet channel for the exhaust gas flowing back into the combustion chamber is designed as a swirl-generating channel, preferably as a tangential channel. According to the invention, the outlet channel is thus integrated into the swirl generation of the flow in the cylinder. The swirl within the cylinder space is thus generated both with the exhaust port and with the intake port. This makes it possible to adjust the swirl component of the
Inlet duct to reduce the flow through the inlet
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increase the load channel at full load. It is essential that the swirl due to the back-flowing exhaust gas from the outlet channel and the swirl due to the fresh gas flow from the inlet channel have the same orientation, so that mutual reinforcement occurs.
In order to achieve a high swirl in the combustion chamber, it is advantageous if the fluid line of the inlet duct spans an angle between approximately 800 and 1200 in the region of the inlet opening with a straight line connecting the cylinder center and valve center. In addition, it is particularly expedient if the fluid line of the outlet channel spans an angle between approximately 800 and 1200 in the region of the outlet opening with a straight line connecting the cylinder center and the valve center.
Particularly good results can be achieved if the axis of the outlet duct encloses an angle> 00, preferably> 300, particularly preferably> 600 with a cylinder axis parallel. The inlet channel can also be shaped in this way.
In order to avoid flow losses due to turbulence, it is particularly advantageous if the outlet duct has a tear-off edge in the region of the valve seat in the region of the duct underside closest to the cylinder head plane. A further feature of the invention is that the upper side of the outlet channel, which is more distant from the cylinder head plane, encloses an angle> 30, preferably> 600, in the region of the valve seat with the cylinder axis parallel. The top of the duct of the outlet duct is thus designed to be as flat as possible, which means that the angle between the top of the duct and the valve axis is considerably greater than 00. This causes the recirculated exhaust gas to flow flatly into the cylinder, which together with the lateral position of the exhaust valve in the combustion chamber causes a relatively strong swirl.
In order to increase the twisting effect, the outlet channel can additionally be curved in or against the sense of the twisting direction.
According to the invention, it is therefore provided that at partial load, by changing the intake control time and / or the exhaust control time, an internal recirculation of exhaust gas from the exhaust port into the cylinder is carried out, an asymmetrical exhaust gas recirculation flow being generated during the exhaust gas recirculation. A particularly simple embodiment variant of the invention provides that both at the partial load through a phase adjustment of the camshaft
Intake timing, as well as the exhaust timing by a crank angle of approximately
300 to 1000, preferably about 400 to 800, is moved late.
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The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 shows the internal combustion engine according to the invention in a section through a cylinder along the line I-I in FIG. 2, FIG. 2 shows the channel arrangement of this internal combustion engine in a plan view of the cylinder, and FIG. 3 shows a valve lift / crank angle diagram.
The internal combustion engine has a cylinder head 1 with an intake valve 2 and an exhaust valve 3 per cylinder 4, which serve to control an intake opening 5 and an exhaust opening 6, respectively. Via the inlet opening 5, an inlet channel 7 opens into the combustion chamber 8, from which an outlet channel 9 emerges via the outlet opening 6.
The inlet channel 7 is designed to generate swirl, advantageously as a tangential channel, and generates a swirl 01 around the cylinder axis 10 in the combustion chamber 8 during the intake stroke.
In the partial load range, an internal exhaust gas recirculation is carried out during the intake phase, for example by closing the exhaust valve 3 late. As a result, part of the exhaust gas from the outlet duct 9 returns to the combustion chamber 8 during the intake stroke.
The outlet channel 9 is also swirl-generating for the back-flowing exhaust gas, advantageously also in the form of a tangential channel, so that the recirculated exhaust gas generates a further swirl D2 in the combustion chamber 8. It is essential that the fresh gas flow Si through the inlet channel 7 and the exhaust gas recirculation flow S2 from the outlet channel 9 do not interfere with one another. To ensure this, the outlet duct 9 is shaped in such a way that the swirl Dz generated by the recirculated exhaust gas is oriented in the same way as the swirl D1 due to the fresh gas flow Si from the inlet duct 7. This creates an increase in the swirl D1 from the inlet duct 7.
This makes it possible to design the inlet duct 7 in a less swirl-generating manner, but for a larger flow rate, in order to increase the power at full load without reducing fuel consumption and emissions at part-load.
A tangential channel is to be understood here as a channel whose fluid line 7a, 9a spans an angle sl, Sz between 800 and 1200 in the area of the inlet opening 5 or outlet opening 6 with a straight line r1, r2 connecting the cylinder center 10b and valve center 2a, 3a, as in FIG 2 is indicated.
In order to achieve the desired swirl effect, the fluid line 9a of the outlet channel 9 points with respect to the cylinder axis 10 or with respect to
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an angle ss> 00, which is advantageously at least 300, preferably at least 600. The fluid line 7a of the inlet channel 7 is also inclined by an angle cx to the cylinder axis 10 to the same extent.
In order to avoid turbulence in the backflow of the exhaust gas from the exhaust duct 9 and to keep flow losses as low as possible, the underside 9b of the duct closest to the cylinder head plane 11 has a sharply formed tear-off edge 13 in the region of the valve seat 12 of the exhaust valve 3. The channel top 9c, which is further away from the cylinder head plane 11, is formed as flat as possible, the channel top spanning an angle 8 in the region of the mouth 6 with a cylinder axis 10a parallel, which is approximately 300 to 600.
In the diagram shown in FIG. 3, the valve lift H is plotted over the crank position KW in degrees crank angle for intake valve 2 and exhaust valve 3 for full load operation and part load operation. Reference symbol ET denotes the valve lift H of the intake valve 2 at partial load, Ev the valve lift H of the intake valve 2 at full load. The valve stroke H of the exhaust valve 3 for partial load or for full load is designated AT or Av. It can be clearly seen that the control times of the intake valve 2 and the exhaust valve 3 are retarded at partial load, the retardation of the intake camshaft being approximately 500, so that the intake end is 90 to 140 after bottom dead center UT after the charge change.
The timing of the exhaust valve lift is synchronized with the adjustment of the intake valve lift late. By shifting the inlet control time late, dethrottling is effected, so that the excess air in the combustion chamber is blown back into the intake manifold against ambient pressure during the push-out phase R.
Since the exhaust control time is also retarded synchronously with the intake control time, so that the closing time of the exhaust valve 3 is not before the opening time of the intake valve 2, it is achieved that the intake takes place during the EGR phase against ambient pressure (exhaust gas pressure). As a result, extremely low gas exchange losses occur. At the same time, an internal exhaust gas recirculation takes place in the cylinder 4 during the EGR phase. Due to the described design of the exhaust port 9, the recirculated exhaust gas flows into the cylinder 4 with a swirl D2. During the ON phase, air or mixture flows from the intake port 7 into the cylinder 4 sucked.
The swirl-generating inlet duct 7 generates a further swirl Di in the cylinder 4, which overlaps with the swirl D2. This makes it possible to use the inlet duct 7 for weniaer swirl sauna. but to be read out for greater flow
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gene, whereby the maximum power can be increased at full load without having to accept higher fuel consumption and higher emissions at part load.