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Die Erfindung betrifft eine Mehrzylinderbrennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung mit Ein- und Auslassventilen und zumindest einem zusätzlichen Bremsventil für jeden Zylinder, wobei die Auslassventile in ein Abgassystem münden.
In Fahrzeugmotoren, insbesondere Nutzfahrzeugmotoren, integrierte Bremssystem erlangen zunehmend an Bedeutung, da es sich bei diesen Systemen um kostengünstige und platzsparende Zusatzbremssysteme handelt. Die Steigerung der spezifischen Leistung moderner Nutzfahrzeugmotoren bedingt allerdings auch die Anhebung der zu erreichenden Bremsleistung.
Eine Motorbremse der eingangs genannten Art ist beispielsweise aus der DE 34 28 626 A bekannt. Darin wird eine Viertaktbrennkraftmaschine beschrieben, welche zwei Zylindergruppen mit jeweils vier Zylindern umfasst. Jeder Zylinder weist Ladungswechselventile sowie ein Zusatzauslassventil auf, wobei im Bremsbetrieb die Zusatzauslassventile während des gesamten Bremsvorganges geöffnet sind. Weiters ist im gemeinsamen Auslasskanal der beiden Zyiindergruppen eine auf einer Welle drehfest gelagerte Drosselklappe angeordnet, deren Stellung über eine Steuerstange durch eine Betätigungseinrichtung beeinflussbar ist. Nachteilig bei diesem bekannten System ist die Abhängigkeit von der Drehzahl, insbesondere eine relativ niedrige Bremsleistung im unteren Drehzahlbereich.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Mehrzylinderbrennkraftmaschine mit Motorbremse der eingangs genannten Art derart weiterzubilden, dass eine möglichst hohe Bremsleistung über den gesamten Drehzahlbereich des Motors zur Verfügung steht. Das System soll einfach, kostengünstig und zuverlässig sein und die Leistung des Motors im gefeuerten Betrieb möglichst nicht verringern.
Eine weitere Aufgabe besteht darin, dem Fahrer die Möglichkeit zu geben, die Zusatzbremsleistung der Motorbremseinrichtung der jeweiligen Fahrsituation anzupassen.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass ein vorzugsweise rohrförmiger Druckbehälter mit einem Druckregelventil vorgesehen ist, in welchen von den Bremsventilen ausgehende Bremskanäle münden, so dass bei Betätigung der Bremsventil ein Gasaustausch zwischen den einzelnen Zylindern
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möglich ist. Von besonderem Vorteil dabei ist es, wenn das Druckregelventil in Abhängigkeit von der Stellung eines Bremsschalters oder Bremspedals mit Steuersignalen beaufschlagbar ist.
Wichtigster Bestandteil der erfindungsgemässen Motorbremseinrichtung ist das sogenannte "Brems-Rail", ein vorzugsweise rohrförmiger Druckbehälter, der im Bremsbetrieb einen Gasaustausch zwischen den einzelnen Zylindern ermöglicht.
Die Zusatzbremsleistung der Motorbremse ist beispielsweise über mehrere Rasterstellungen eines Bremsschalters oder Bremspedals in der Fahrzeugkabine an die jeweiligen Betriebsparameter anzupassen.
Erfindungsgemäss kann der Druckbehälter direkt in den Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integrierbar sein oder auch als aussenliegendes Druckrohr ähnlich einem Einlass- oder Auslassbehälter ausgeführt sein.
Die Betätigung der Bremsventil im Bremsbetrieb kann über einen hydraulischen, elektrischen oder mechanischen Antrieb bzw. eine Kombination der genannten Antriebe erfolgen. Das erfindungsgemässe Brems-Rail dient lediglich zum Aufbau des Bremsdruckes bzw. zum Gasaustausch zwischen den Zylindern, wobei das Volumen des Brems-Rails klein gehalten werden kann, da kein konventioneller Ventilhub (wie bei Auspuffbremsen) das Druckniveau im Brems-Rail absenkt. Somit kann das neue Motorbremssystem bei wesentlich höheren Betriebsdrücken (z. B. bis zu ca. 20 bar) als bekannte Auspuff-Bremssysteme arbeiten, bei welchen die Brems- bzw. Dekompressionsventile während des Bremsbetriebes konstant geöffnet sind und direkt in den Abgasstrang geöffnet werden.
Zur Reduzierung der Wärmebelastung im Bremsbetrieb kann der Druck- behälter bzw. das Brems-Rail in das Kühisystem des Motors integriert werden und zum Beispiel aussen vom Kühlwasser des Motors umspült werden.
Die Bremsventil der erfindungsgemässen Motorbremseinrichtung werden mehr- mals pro Arbeitszyklus des Motors getaktet betätigt, was noch näher anhand einer vorteilhaften Ausführungsvariante (siehe Fig. 2) beschrieben wird. Weiters sind die Bremsventil der erfindungsgemässen Motorbremseinrichtung speziell auf die hohen Drücke im Bremsbetrieb (bis 20 bar) ausgelegt, wobei relativ kleine
Ventile mit niedrigen Ventilhüben zur Anwendung kommen können. Bei bekann- ten Auspuffbremssystemen ist hingegen der Druck im Abgasstrang alleine schon durch das Öffnen der grossen konventionellen Auslassventile und durch die beschränkte Festigkeit der Bauteile auf ca. 5 bar beschränkt.
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Anders als bei herkömmlichen Systemen hängt der Druck im Brems-Rail kaum von der Motordrehzahl ab, wodurch eine wesentlich höhere Bremsleistung bei kleinen Motordrehzahlen erreicht werden kann. Aufgrund des kleinen Volumens des Brems - Rails ist weiters ein schnelleres Ansprechverhalten als bei herkömmlichen Systemen zu erwarten, da bei letztgenannten Systemen das gesamte Abgassystem bis zur Bremsklappe mit komprimierter Luft gefüllt werden muss, bis die volle Bremsleistung erreicht wird.
Weiters ist vorgesehen, dass das vorzugsweise elektronisch gesteuerte Druckregelventil ausgangsseitig in das Abgassystem der Brennkraftmaschine mündet.
Aufgrund der hohen Bremsleistung des erfindungsgemässen Systems kann auf eine herkömmliche Auspuff-Stauklappe verzichtet werden. Da der Abgasstrangim Gegensatz zur bekannten Auspuff-Stauklappenbremse - nicht verschlossen wird, kann ein Teil der entstehenden Bremswärme mit dem Gasstrom über das Auspuffsystem abgeführt werden, wodurch sich die Wärmebelastung der Bauteile im Zylinder verringert. Soll allerdings die Bremsleistung der erfindungsgemässen Motorbremse weiter erhöht werden, kann im Abgassysteme eine herkömmliche Abgas-Stauklappe vorgesehen sein. In diesem Fall muss allerdings die dann erhöhte Wärmebelastung im Zylinder beachtet werden.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 eine schematische Darstellung einer erfindungsgemässen Brennkraftmaschine mit einer Motorbremseinrichtung sowie Fig. 2 ein Diagramm, das den Druckverlauf im Zylinder pz und im Druckbehälter Pr der Motorbremseinrichtung darstellt.
In Fig. 1 wird die Erfindung beispielsweise anhand eines Sechszylinder-Turbola- dermotors näher erläutert, wobei darauf hingewiesen wird, dass die Funktion der erfindungsgemässen Motorbremseinrichtung sowohl von Zylinderanzahl als auch vom Ladesystem unabhängig ist und beispielsweise auch bei einem Saugmotor zur Anwendung kommen kann.
Die sechs Zylinder Cl bis C6 der Brennkraftmaschine 1 stehen über nicht weiter dargestellte Einlasskanäle mit einem Einlasssammler 2 in Verbindung, welcher ausgehend vom Luftfilter 3 über den Kompressorteil C des Turboladers 4 und über den Ladeluftkühler 5 mit Ladeluft versorgt wird. Die Abgasventile der Brennkraftmaschine 1 münden in das Abgassystem 6, wobei die Abgase in her-
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kömmlicher Weise über den Turbinenteil T des Turboladers 4 geführt werden und über einen Schalldämpfer 7 austreten.
Die Motorbremseinrichtung 8 weist einen rohrförmigen Druckbehälter 9 (BremsRail) auf, in welchen von den Bremsventilen 10 ausgehende Bremskanäle 11 führen, so dass ein Gasaustausch zwischen den einzelnen Zylindern Cl bis C6 auf relativ hohem Druckniveau möglich ist.
Im Bremsbetrieb der Brennkraftmaschine 1 werden die Bremsventil 10 mehrmals pro Arbeitszyklus des Motors betätigt, beispielsweise zwei Bremshübe pro Arbeitszyklus, wobei der erste Bremshub nahe dem oberen Totpunkt des Hochdrucktaktes erfolgt. Bei diesem Bremshub tritt hochverdichtete Luft aus einem der Zylinder Cl, C2, C3, C4, C5 oder C6 in das Brems-Rail 9 aus (Ventilhub Vi in Fig. 2). Dadurch wird einerseits das Brems-Rail 9 mit Druckluft gefüllt (bis ca. 20 bar Betriebsdruck), andererseits die Expansionsarbeit des Zylinders verringert, wodurch Bremsleistung entsteht. Kurz nach dem Schliessen des Einlassventils öffnet das Bremsventil 10 nochmals (Ventiihub Vz in Fig. 2), wodurch verdichtete Luft aus dem Brems-Rail 9 in den Brennraum strömt.
In Folge des zweiten Bremshubes steigt der Zylinderdruck zu Beginn der Kompressionsphase des Hochdrucktaktes auf das Druckniveau des Brems-Rails 9. Dies erhöht die aufzubringende Kompressionsarbeit und somit wiederum die Bremsleistung des Motors.
Ein beispielsweise elektronisch gesteuertes Druckregelventil 12 begrenzt den maximalen Druck im Brems-Rail 9, um Beschädigungen am Motor zu vermeiden.
Weiters erlaubt dieses Regelventil 12 dem Fahrer, beispielsweise mittels eines Bremsschalters 14 in der Fahrzeugkabine, den Druck im Brems-Rail 9 zu vermindern, indem Druckluft aus dem Brems-Rail 9 über eine Verbindungsleitung 13 in das Abgassystem 6 abgelassen wird und somit die Bremsleistung an die entsprechende Fahrsituation angepasst werden kann.
Als Alternative ist strichliert eine Abgasstauklappe 15 eingezeichnet, mit welcher die erfindungsgemässe Bremseinrichtung kombiniert werden kann.
Da das erfindungsgemässe Motorbremssystem unabhängig von konventionellen Einlass- und Auslasssystemen des Motors arbeitet, ist die Funktion der Motorbremse vom jeweiligen Ladesystem (Saugmotor/konventioneller Turbolader/ VTG) unabhängig. Die Motorleistung im gefeuerten Betrieb wird vorteilhafterweise nicht verringert.
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The invention relates to a multi-cylinder internal combustion engine with an engine brake device with intake and exhaust valves and at least one additional brake valve for each cylinder, the exhaust valves opening into an exhaust system.
Brake systems integrated in vehicle engines, in particular commercial vehicle engines, are becoming increasingly important, since these systems are inexpensive and space-saving additional brake systems. However, the increase in the specific power of modern commercial vehicle engines also means that the braking power to be achieved has to be increased.
A motor brake of the type mentioned is known for example from DE 34 28 626 A. A four-stroke internal combustion engine is described therein, which comprises two cylinder groups, each with four cylinders. Each cylinder has charge exchange valves and an additional exhaust valve, the auxiliary exhaust valves being open during the entire braking process in braking operation. Furthermore, a throttle valve is mounted on a shaft in a rotationally fixed manner in the common outlet channel of the two cylinder groups, the position of which can be influenced by an actuating device via a control rod. A disadvantage of this known system is the dependence on the speed, in particular a relatively low braking power in the lower speed range.
The object of the present invention is to develop a multi-cylinder internal combustion engine with an engine brake of the type mentioned at the outset in such a way that the highest possible braking power is available over the entire speed range of the engine. The system should be simple, inexpensive and reliable and should not reduce the performance of the engine in fired operation if possible.
Another task is to give the driver the opportunity to adapt the additional braking power of the engine brake device to the particular driving situation.
This object is achieved according to the invention in that a preferably tubular pressure vessel with a pressure control valve is provided, in which brake channels emanating from the brake valves open, so that when the brake valve is actuated, gas is exchanged between the individual cylinders
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is possible. It is particularly advantageous if control pressure can be applied to the pressure control valve depending on the position of a brake switch or brake pedal.
The most important component of the engine brake device according to the invention is the so-called "brake rail", a preferably tubular pressure vessel which enables gas exchange between the individual cylinders during braking operation.
The additional braking power of the engine brake can be adapted to the respective operating parameters, for example, via a plurality of grid positions of a brake switch or brake pedal in the vehicle cabin.
According to the invention, the pressure container can be integrated directly into the cylinder head of the internal combustion engine or can also be designed as an external pressure tube similar to an inlet or outlet container.
The brake valve can be actuated in the braking mode via a hydraulic, electrical or mechanical drive or a combination of the drives mentioned. The brake rail according to the invention only serves to build up the brake pressure or to exchange gas between the cylinders, the volume of the brake rail being able to be kept small, since no conventional valve lift (as in the case of exhaust brakes) lowers the pressure level in the brake rail. This means that the new engine brake system can operate at significantly higher operating pressures (e.g. up to approx. 20 bar) than known exhaust brake systems, in which the brake or decompression valves are constantly open during braking and are opened directly in the exhaust system.
To reduce the heat load during braking, the pressure vessel or the brake rail can be integrated into the cooling system of the engine and, for example, the cooling water of the engine can wash around the outside.
The brake valve of the engine brake device according to the invention are actuated in cycles per engine working cycle, which is described in more detail with reference to an advantageous embodiment variant (see FIG. 2). Furthermore, the brake valve of the engine brake device according to the invention is specially designed for the high pressures in braking operation (up to 20 bar), relatively small
Valves with low valve strokes can be used. In the case of known exhaust brake systems, on the other hand, the pressure in the exhaust line is limited to approximately 5 bar simply by opening the large conventional exhaust valves and the limited strength of the components.
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In contrast to conventional systems, the pressure in the brake rail hardly depends on the engine speed, which means that a significantly higher braking power can be achieved at low engine speeds. Due to the small volume of the brake rail, a faster response behavior is to be expected than with conventional systems, since in the latter systems the entire exhaust system up to the brake flap must be filled with compressed air until full braking performance is achieved.
It is further provided that the pressure control valve, which is preferably electronically controlled, opens on the output side into the exhaust system of the internal combustion engine.
Because of the high braking power of the system according to the invention, a conventional exhaust damper can be dispensed with. In contrast to the known exhaust damper brake, the exhaust line is not closed, so part of the braking heat generated can be dissipated with the gas flow via the exhaust system, which reduces the thermal load on the components in the cylinder. However, if the braking power of the engine brake according to the invention is to be increased further, a conventional exhaust gas damper can be provided in the exhaust system. In this case, however, the then increased thermal load in the cylinder must be taken into account.
The invention is explained in more detail below with reference to drawings. 1 shows a schematic illustration of an internal combustion engine according to the invention with an engine brake device, and FIG. 2 shows a diagram illustrating the pressure curve in the cylinder pz and in the pressure vessel Pr of the engine brake device.
In Fig. 1, the invention is explained in more detail, for example, using a six-cylinder turbocharger engine, it being pointed out that the function of the engine brake device according to the invention is independent of both the number of cylinders and the charging system and can also be used, for example, in a naturally aspirated engine.
The six cylinders C1 to C6 of the internal combustion engine 1 are connected via inlet ducts (not shown) to an inlet manifold 2 which, starting from the air filter 3, is supplied with charge air via the compressor part C of the turbocharger 4 and the charge air cooler 5. The exhaust valves of the internal combustion engine 1 open into the exhaust system 6, the exhaust gases in
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are conventionally guided over the turbine part T of the turbocharger 4 and emerge through a silencer 7.
The engine brake device 8 has a tubular pressure container 9 (BremsRail), in which brake channels 11 leading from the brake valves 10 lead, so that gas exchange between the individual cylinders C1 to C6 is possible at a relatively high pressure level.
In the braking mode of the internal combustion engine 1, the brake valve 10 is actuated several times per work cycle of the engine, for example two brake strokes per work cycle, the first brake stroke taking place near the top dead center of the high-pressure cycle. During this braking stroke, highly compressed air exits from one of the cylinders Cl, C2, C3, C4, C5 or C6 into the brake rail 9 (valve stroke Vi in FIG. 2). On the one hand, the brake rail 9 is filled with compressed air (up to approx. 20 bar operating pressure), on the other hand the expansion work of the cylinder is reduced, which results in braking power. Shortly after the inlet valve closes, the brake valve 10 opens again (valve lift Vz in FIG. 2), as a result of which compressed air flows from the brake rail 9 into the combustion chamber.
As a result of the second brake stroke, the cylinder pressure increases to the pressure level of the brake rail 9 at the beginning of the compression phase of the high-pressure cycle. This increases the compression work to be applied and thus in turn the braking power of the engine.
For example, an electronically controlled pressure control valve 12 limits the maximum pressure in the brake rail 9 in order to avoid damage to the engine.
Furthermore, this control valve 12 allows the driver, for example by means of a brake switch 14 in the vehicle cabin, to reduce the pressure in the brake rail 9 by releasing compressed air from the brake rail 9 via a connecting line 13 into the exhaust system 6 and thus reducing the braking power the corresponding driving situation can be adjusted.
As an alternative, an exhaust gas damper 15 is shown with dashed lines, with which the braking device according to the invention can be combined.
Since the engine brake system according to the invention works independently of conventional intake and exhaust systems of the engine, the function of the engine brake is independent of the respective charging system (naturally aspirated engine / conventional turbocharger / VTG). The engine power in fired operation is advantageously not reduced.