DE976926C - Four-stroke internal combustion engine for vehicle operation with a supercharging unit consisting of exhaust gas turbine and centrifugal compressor - Google Patents

Description

Viertaktbrennkraftmaschine für Fahrzeugbetrieb mit einem aus Abgasturbine und Kreiselverdichter bestehenden Aufladeaggregat Die Schwierigkeit der Abgasturboaufladung für Fahrzeugmotoren liegt darin, daß bereits bei niedrigen Motordrehzahlen und entsprechend niedrigen Gasdurchsätzen von der Aufladegruppe genügend hohe Ladedrücke erzeugt werden müssen, ohne daß dann bei den hohen Gasdurchsätzen der hohen Motordrehzahlen der Abgasturbolader überbeansprucht wird, d. h. zu hohe Drehzahlen erreicht. Um dies zu vermeiden, ist es bereits bekannt, bei hohen Motordrehzahlen Luft oder Abgas abzublasen. Dieser Weg hat neben der Notwendigkeit der Anordnung besonderer Regelorgane den Nachteil, daß die Energiebilanz des Aggregates bei hohen Motordrehzahlen schlecht wird. Bekannt ist auch die Anwendung einer Düsenregulierung in der Weise, daß der Turbinenleitapparat verstellbar gemacht wird, wobei bei niedrigen Motordrehzahlen die Leitkanäle verengt und bei hohen Motordrehzahlen erweitert werden. Diese Regulierungsart hat neben den Schwierigkeiten, die durch den Verstellmechanismus der den hohen Temperaturen ausgesetzten Leitschaufeln bedingt sind, den Nachteil, daß wegen unvermeidlicher Spalte am Leitapparat der Turbine der Wirkungsgrad gerade bei niedrigem Gasdurchsatz besonders schlecht wird.Four-stroke internal combustion engine for vehicle operation with an exhaust gas turbine and centrifugal compressor existing turbocharger The difficulty of exhaust gas turbocharging for vehicle engines is that already at low engine speeds and accordingly low gas throughputs generated by the charging group sufficiently high boost pressures must be without then with the high gas throughputs of the high engine speeds the exhaust gas turbocharger is overloaded, d. H. too high speeds reached. Around To avoid this, it is already known to use air or exhaust gas at high engine speeds blow off. In addition to the need for the arrangement of special regulating organs, this path has the disadvantage that the energy balance of the unit is poor at high engine speeds will. It is also known to use a nozzle regulation in such a way that the Turbine nozzle is made adjustable, taking place at low engine speeds the guide channels are narrowed and expanded at high engine speeds. This type of regulation has in addition to the difficulties caused by the adjustment mechanism of the high temperatures exposed guide vanes are conditional, the disadvantage that because of inevitable Gap on the turbine diffuser shows the degree of efficiency, especially when the gas throughput is low gets particularly bad.

Gemäß der Erfindung sollen demgegenüber Viertaktbrennkraftmaschine und Abgasturbolader so ausgelegt und aufeinander abgestimmt sein, daß der Abgasturbolader nicht nur in Abhängigkeit vom Motordrehmoment, sondern auch von der Motordrehzahl sich selbst in der Weise regelt, daß eine für den Fahrzeugbetrieb günstige Charakteristik erreicht wird.According to the invention, in contrast, four-stroke internal combustion engine and exhaust gas turbocharger so designed and coordinated that the Exhaust gas turbocharger not only depending on the engine torque, but also on the engine speed regulates itself in such a way that a characteristic favorable for vehicle operation is achieved.

Es ist nun an sich bekannt, daß im Fahrzeugbetrieb ein hoher Ladedruck bereits bei niedrigen Motordrehzahlen erreicht werden muß, d. h. daß der Lader kleiner auszulegen ist, als es für die Nenn- bzw. Höchstleistung des Motors erforderlich wäre. Der Bestwirkungsgrad des Laders liegt dann also im Gebiet verhältnismäßig kleiner Luftdurchsätze, während im Gebiet der hohen Luftdurchsätze bei Volleistung der Wirkungsgrad wesentlich niedriger ist. Da der Fahrzeugmotor meistens nur kurzzeitig mit seiner Höchstleistung, im übrigen meist mit einer um 30% geringeren Leistung betrieben wird, empfiehlt es sich also, das Aufladeaggregat so auszulegen, daß dessen Verdichterwirkungsgradoptimum höchstens bei 70% des Luftdurchsatzes bei Höchstleistung der Brennkraftmaschine liegt. Guter Wirkungsgrad bei kleinen Gasdurchsätzen bedingt einen verhältnismäßig hohen Ladedruck schon bei niedrigen Motordrehzahlen, wobei für den Fahrzeugbetrieb als ausreichend gilt, wenn der Lader bei vollem Motordrehmoment und 70% der maximalen Motordrehzahl ein Ladedruckverhältnis von mindestens 1,25 erzeugt. Andererseits hat ein schlechter Wirkungsgrad bei hohen Gasdurchsätzen zur Folge, daß die Turbine bei den hohen Motordrehzahlen nicht durchgeht.It is now known per se that a high boost pressure is present in vehicle operation must be achieved even at low engine speeds, d. H. that the loader is smaller is to be interpreted as it is necessary for the nominal or maximum power of the engine were. The best efficiency of the charger is then proportionate in the area small air throughputs, while in the area of high air throughputs at full power the efficiency is much lower. Since the vehicle engine usually only lasts for a short time with its maximum output, otherwise mostly with a 30% lower output is operated, it is therefore advisable to design the charging unit so that its Compressor efficiency optimum at a maximum of 70% of the air throughput at maximum output the internal combustion engine. Good efficiency with small gas throughputs conditional a relatively high boost pressure even at low engine speeds, whereby is considered sufficient for vehicle operation if the loader is at full engine torque and 70% of the maximum engine speed a boost pressure ratio of at least 1.25 generated. On the other hand, it has poor efficiency at high gas throughputs The result is that the turbine does not run away at the high engine speeds.

Außerdem ist es bei Viertaktbrennkraftmaschinen bekannt, Zylinder mit 18o° Kurbelwinkel und mehr Zündabstand mit einer gemeinsamen Auspuffleitung zu versehen. Bei diesem Abstand der Auspuffolge ist der Druck in der Auspuffleitung bei jedem Betriebszustand des Motors ausreichend abgebaut, um bei großer Überschneidung der Ventilöffnungszeiten eine gute Durchspülung des Verbrennungsraumes zu ermöglichen.It is also known in four-stroke internal combustion engines to have cylinders with 18o ° crank angle and more ignition interval with a common exhaust line to provide. At this distance in the exhaust sequence, the pressure is in the exhaust line in every operating state of the engine sufficiently degraded to withstand large overlap the valve opening times to enable good purging of the combustion chamber.

Eine mit Abgasturboaufladung betriebene Viertaktbrennkraftmaschine mit den im vorhergehenden geschilderten, im einzelnen oder auch in Kombinationen bekannten Merkmalen wird nun erfindungsgemäß hinsichtlich ihrer Elastizität dadurch verbessert, daß der Querschnitt der Auspuffleitung im Verhältnis zum maximalen geometrischen Querschnitt des Auslaßventils bzw. der Auslaßventile eines Zylinders kleiner als i, und zwar so klein ist, daß der bei Eröffnung des Auslaßventils bzw. der Auslaßventile in der Auspuffleitung entstehende Druck des Auspuffstoßes bis zur Eröffnung des Einlaßventils so weit abgebaut ist, daß bei niederen Motordrehzahlen ein großes Spülgefälle und bei höheren Motordrehzahlen ein kleines Spülgefälle entsteht. Bei der Aufladung nach der Erfindung wird also die Forderung nach Spülung des Verbrennungsraumes zwar nicht aufgegeben, aber eingeschränkt, indem nur bei niedrigen Motordrehzahlen besonderer Wert auf die Spülung gelegt wird. Dadurch wird es möglich, das Auspuffventil früher schließen zu lassen (etwa 1o bis 3o° nach O. T.), als bei der bekannten Aufladung sonst üblich ist (5o bis 70° nach O. T.). Infolgedessen wird es gegebenenfalls auch möglich, vier Zylinder in einer Auspuffleitung zusammenzufassen. Wenn nur im niedrigen Motordrehzahlbereich besonderer Wert auf Spülung des Verbrennungsraumes gelegt wird, wird der Luftaufwand (das ist das Verhältnis des durch den Motor durchgesetzten Luftvolumens zum Hubvolumen in der Zeiteinheit) bei niedrigen Motordrehzahlen bedeutend besser als bei hohen Motordrehzahlen. Die Folge davon ist wiederum ein geringerer Unterschied der Gasdurchsätze je Arbeitsspiel bei niedrigen und hohen Motordrehzahlen, wodurch sich auch ein geringerer Unterschied der Ladedrücke und Laderdrehzahlen bei diesen beiden Betriebszuständen ergibt.A four-stroke internal combustion engine operated with exhaust gas turbocharging with those described above, individually or in combinations known features will now be characterized according to the invention in terms of their elasticity that improves the cross-section of the exhaust pipe in relation to the maximum geometric Cross section of the exhaust valve or the exhaust valves of a cylinder smaller than i, namely so small that the opening of the exhaust valve or the exhaust valves Pressure of the exhaust shock arising in the exhaust line up to the opening of the Inlet valve is so far degraded that at low engine speeds a large Flushing gradient and at higher engine speeds a small flushing gradient is created. at the charging according to the invention thus becomes the requirement for flushing of the combustion chamber not abandoned, but limited by only working at low engine speeds special emphasis is placed on the conditioner. This makes it possible to use the exhaust valve to close earlier (about 1o to 3o ° after T.D.) than with the known charging is otherwise common (5o to 70 ° after O. T.). As a result, it may be possible to combine four cylinders in one exhaust pipe. If only in the low Engine speed range, special emphasis is placed on flushing the combustion chamber, is the air expenditure (this is the ratio of the enforced by the engine Air volume to stroke volume in the unit of time) at low engine speeds better than at high engine speeds. The consequence of this, in turn, is less Difference in gas flow rates per work cycle at low and high engine speeds, This also results in a smaller difference in boost pressures and turbo speeds results in these two operating states.

Bezüglich der Bemessung der Auspuffleitung ist noch auf folgendes. hinzuweisen: Es ist an sich bekannt, daß die Auspuffleitung einerseits möglichst eng sein soll, damit sich starke. Druckwellen ausbilden, wobei die Drucktäler zur Spülung herangezogen werden und die Druckspitzen zur Erhöhung der der Abgasturbine zugeführten Energie beitragen. Auf der anderen Seite dürfen aber die Leitungen nicht zu eng werden, damit die infolge der hohen Gasgeschwindigkeit auftretenden Reibungsverluste nicht zu groß werden. Es sind auch bereits Versuche und theoretische Erörterungen über die zweckmäßige Bemessung der Auspuffleitungsquerschnitte im Verhältnis zu den maximalen Ventilöffnungsquerschnitten angestellt worden, wobei auch Verhältniswerte unter 1 berücksichtigt wurden. Auf Grund dieser Versuche und theoretischen Erörterungen ergab sich jedoch als zweckdienliche und übliche Regel, die Querschnitte der Auspuffleitungen etwas größer auszuführen als die größten Ouerschnitte der Auslaßventile. Bei der Aufladung nach der Erfindung wird also auf diese Auslegung bewußt verzichtet und der Querschnitt kleiner gemacht. Hierdurch ist für die hohen Gasdurchsätze der hohen Motordrehzahlen das Optimum der Bemessung bereits unterschritten, d. h., der Wirkungsgrad wird in diesem Gebiet verschlechtert. Das ist erwünscht, damit die Drehzahl des Abgasturboladers mit dem wachsenden Gasdurchsatz nicht zu stark anwächst. Bei den niedrigen Motordrehzahlen ist infolge kleineren Gasdurchsatzes aber die Strömungsgeschwindigkeit kleiner, und in diesem Gebiet kann daher eine Verengung der Auspuffleitung ohne nachteilige Wirkung noch in Kauf genommen werden. Diese Bemessung wirkt sich außerdem auf die Spülung aus. Bei niedrigen Motordrehzahlen ist der zeitliche Abstand der einzelnen aufeinanderfolgenden Auspuffstöße verhältnismäßig groß, und der Druck des Auspuffstoßes wird bis zum Eröffnen des Einlaßventils genügend stark abgebaut, so daß eine wirksame Spülung des Verbrennungsraumes stattfinden kann. Bei hohen Motordrehzahlen ist dagegen die zeitliche Aufeinanderfolge der einzelnen Auspuffstöße kleiner, so daß zum Abbau des Druckes in der Auspuffleitung nicht mehr genügend Zeit verbleibt und die Spülung und damit der Gasdurchsatz bei hohen Motordrehzahlen verschlechtert wird= Zur weiteren Erläuterung sind die Wirkungen der Erfindung an Hand graphischer Darstellungen denjenigen bekannter Auslegungen gegenübergestellt. Die Diagramme zeigen in Fig. i das Kennfeld eines Turboladeverdichters für eine Viertaktbrennkraftmaschine nach der Erfindung, Fig. 2 den Druckverlauf in einer Auspuffleitung in der bisher üblichen Auslegung, bei der drei Zylinder eine gemeinsame Auspuffleitung haben, Fig. 3 und q. den Druckverlauf bei niedriger und höherer Drehzahl in der Auspuffleitung einer Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach der Erfindung, bei der ebenfalls drei Zylinder in eine gemeinsame Leitung auspuffen, Fig. 5 den Druckverlauf analog Fig. q., wobei jedoch vier Zylinder eine gemeinsame Auspuffleitung haben.Regarding the dimensioning of the exhaust line, the following is also important. to point out: It is known per se that the exhaust pipe on the one hand as possible should be tight so that it is strong. Form pressure waves, the pressure valleys to Flushing are used and the pressure peaks to increase the exhaust gas turbine contributed energy. On the other hand, however, the lines are not allowed become too narrow, so that the friction losses occurring as a result of the high gas velocity don't get too big. There are already experiments and theoretical discussions on the appropriate dimensioning of the exhaust pipe cross-sections in relation to the maximum valve opening cross-sections have been employed, with also ratio values under 1 were taken into account. On the basis of these experiments and theoretical discussions However, the useful and common rule that emerged was the cross-sections of the exhaust pipes to be made slightly larger than the largest cross-sections of the exhaust valves. In the Charging according to the invention is therefore deliberately omitted and this interpretation made the cross section smaller. As a result, the high gas throughput is required for the high gas throughput The engine speed has already fallen below the optimum rating, d. i.e., the efficiency is deteriorated in this area. This is desirable so that the speed of the The exhaust gas turbocharger does not grow too much with the increasing gas throughput. Both However, the flow velocity is lower due to the lower gas throughput at low engine speeds smaller, and in this area there can therefore be a narrowing of the exhaust pipe without adverse effect can still be accepted. This sizing also affects on the conditioner. At low engine speeds, the time interval is the individual successive exhaust shocks relatively large, and the pressure the exhaust surge is reduced sufficiently until the inlet valve opens, so that an effective flushing of the combustion chamber can take place. At high Engine speed, on the other hand, is the chronological sequence of the individual exhaust shocks smaller, so that it is no longer sufficient to reduce the pressure in the exhaust line There remains time and the purging and thus the gas throughput at high engine speeds is worsened = For further explanation are the effects the invention on the basis of graphic representations those known designs juxtaposed. The diagrams show the characteristics map of a turbocharger compressor in FIG for a four-stroke internal combustion engine according to the invention, FIG. 2 shows the pressure curve in an exhaust pipe in the usual design, with three cylinders have a common exhaust pipe, Fig. 3 and q. the pressure curve at lower and higher speed in the exhaust line of a four-stroke internal combustion engine Exhaust gas turbocharging according to the invention, in which also three cylinders in one exhaust common line, FIG. 5 shows the pressure curve analogous to FIG four cylinders share a common exhaust pipe.

In dem Diagramm der Fig. i ist auf der Ordinate die adiabatische Förderhöhe Had in mkg/kg und auf der Abszisse die Fördermenge pro Zeiteinheit Q in m3/sec abgetragen. Darin bezeichnet a die Pumpgrenze, die Kurven b sind Linien konstanter Ladendrehzahl, die Kurven c sind Linien konstanten Wirkungsgrades, d bedeuten die Schlucklinien für konstante Motordrehzahlen und e den Ladedruckverlauf bzw. die Betriebslinie des Laders für volles Drehmoment in Abhängigkeit von der Motordrehzahl. Nach den bekannten Auslegungen schneidet die Betriebslinie des Laders die Wirkungsgradlinien c (»Eierkurven«) in der Nähe der Scheitelpunkte. Demgegenüber verläuft die Betriebslinie e also flacher, sie hat gewissermaßen eine Rechtsdrehung erfahren, so daß der Lader bei niederen Motordrehzahlen relativ höhere, bei großen Motordrehzahlen relativ geringere Drücke liefert. Die Höchstdrehzahl des Motors beträgt z. B. 2000 U/min, das Wirkungsgradoptimum des Laders liegt aber bei der Motorschlucklinie von rund i2oo U/min. Mit dem für die Volleistung eigentlich zu kleinen Lader kann die gewünschte Höchstleistung aber trotzdem erreicht werden, da der Ladedruck bei hohen Motordrehzahlen stets ausreichend ist, wenn er bei niedrigen Motordrehzahlen genügt. Selbstverständlich müssen zur Erzeugung eines genügend hohen Ladedruckes bei niedrigen Motordrehzahlen auch die Querschnitte von Leit- und Laufrad der Turbine für die entsprechenden Gasdurchsätze bemessen werden.In the diagram of FIG. I, the adiabatic head is on the ordinate Had in mkg / kg and the delivery rate per time unit Q in m3 / sec on the abscissa. Here a denotes the surge limit, curves b are lines of constant loading speed, the curves c are lines of constant efficiency, d mean the absorption lines for constant engine speeds and e the charge pressure curve or the operating line of the supercharger for full torque depending on the engine speed. After the known designs, the operating line of the charger intersects the efficiency lines c ("egg curves") near the vertices. In contrast, the operating line runs e is flatter, it has, so to speak, been rotated to the right, so that the loader relatively higher at low engine speeds and relatively higher at high engine speeds delivers lower pressures. The maximum speed of the engine is z. B. 2000 rpm, the optimum efficiency of the charger is around the engine absorption line of around i2oo rpm. With the charger, which is actually too small for full power, the desired Maximum performance can still be achieved because the boost pressure is at high engine speeds is always sufficient if it is sufficient at low engine speeds. Of course must be used to generate a sufficiently high boost pressure at low engine speeds also the cross-sections of the stator and impeller of the turbine for the corresponding gas flow rates be measured.

Das Kennfeld der Fig. i zeichnet sich durch flachen Verlauf der Drehzahlkennlinien b sowie durch verhältnismäßig große Gesamtbreite aus, d. h., die Linien konstanten Wirkungsgrades c sind nicht eng zusammengedrängt, sondern haben relativ großen Abstand voneinander. Diese Eigenschaften des Laders wirken sich insofern vorteilhaft aus, als der mit der Motordrehzahl ansteigende Ladedruck keine allzu große Erhöhung der Ladendrehzahl erfordert und die große Kennfeldbreite die Benutzung des Laders in einem großen Bereich des Gasdurchsatzes erlaubt. Das breite Kennfeld erreicht man bekanntlich dadurch, daß man den dem Verdichterläufer nachgeschalteten Leitapparat als schaufellosen Diffusor ausbildet. In Fig. 2 bis 5 zeigt die Linie p" den Druckverlauf in der Auspuffleitung an. Mit pj ist der Ladedruck angegeben. Die Öffnungszeiten (in Kurbelwinkeln) der Auslaß- und der Einlaßventile sind mit starker Linie A und mit umstochener Linie E angedeutet. Die Überlappung dieser Linien stellt die Ventilüberschneidungszeit s1, s2, s3 dar. Die Ziffern I bezeichnen die untere Totpunktstellung und II die obere Totpunktstellung des Kolbens.The characteristics map of FIG. I is characterized by the flat course of the speed characteristics b as well as a relatively large overall width, d. i.e., the lines are constant Efficiencies c are not crowded together, but have a relatively large distance from each other. These properties of the charger are beneficial in that than the boost pressure, which increases with the engine speed, there is no great increase in the Requires loading speed and the large map width the use of the loader in allows a large range of gas throughput. The broad map can be reached is known by the fact that the diffuser connected downstream of the compressor rotor designed as a vaneless diffuser. In Fig. 2 to 5, the line p ″ shows the pressure curve in the exhaust pipe. The boost pressure is specified with pj. The opening times (in crank angles) the exhaust and intake valves are indicated by heavy lines A and indicated by the stitched line E. The overlap of these lines represents the valve overlap time s1, s2, s3. The digits I designate the bottom dead center position and II the top dead center position of the piston.

Das auf die bekannten Auslegungen Bezug nehmende Diagramm der Fig. 2 zeigt einen breiten, zur OT-Stellung des Kolbens nahezu symmetrischen Überschneidungsbereich s1 mit einem großen Spülgefälle, das über den gesamten Betriebsbereich des Motors aufrechterhalten werden soll. Fig.3 zeigt vergleichsweise den Druckverlauf in einer Auspuffleitung, deren Querschnitt kleiner ist als der maximale Auslaßquerschnitt des oder der Ventile eines Zylinders bei einer Motordrehzahl, die kleiner ist als die dem Wirkungsgradoptimum des Laders entsprechende Drehzahl. Auch hier bilden sich starke Drucktäler aus. Die Ventilüberschneidungszeit s2 ist aber gegenüber der üblichen Auslegung s1 verkürzt. Trotzdem ist ein genügendes Spülgefälle zum Ausspülen der Restgase aus dem Zylinder vorhanden. Fig. d. zeigt denselben Druckverlauf bei höherer Motordrehzahl, bei der sich infolge des größeren Gasdurchsatzes keine so starken Drucktäler mehr ausbilden und demzufolge die Durchspülung gegenüber der üblichen Ausführung vermindert ist. Die beabsichtigte Wirkung kann durch eine Ventilüberschneidung unterstützt werden, bei der das Einlaßv entil bedeutend früher vor 0.T. (etwa 40 bis 70° vor O. T.) öffnet als das Auslaßventil nach O. T. (etwa io bis 30° nach O. T.) schließt. Die Ventilüberschneidung liegt in diesem Falle also unsymmetrisch zum O. T. Das Druckdiagramm der Fig. 5 schließlich läßt erkennen, daß auch beim Anschluß von vier Zylindern an eine Auspuffleitung keine nennenswerte Störung der Spülung durch den Auspuffstoß des in der Zündfolge nächstliegenden Zylinders eintritt.The diagram in FIG. 2 shows a broad overlap area which is almost symmetrical to the TDC position of the piston s1 with a large scavenging gradient that extends over the entire operating range of the engine should be maintained. 3 shows the pressure curve in a comparative Exhaust pipe with a cross-section smaller than the maximum outlet cross-section of the valve or valves of a cylinder at an engine speed which is less than the speed corresponding to the optimum efficiency of the charger. Form here too strong pressure valleys emerge. The valve overlap time s2 is opposite the usual interpretation s1 shortened. Nevertheless, there is a sufficient rinsing gradient for the The residual gases are flushed out of the cylinder. Fig. D. shows the same pressure curve at a higher engine speed, at which no so strong pressure valleys develop more and consequently the flushing compared to the customary execution is reduced. The intended effect can be achieved through valve overlap be supported, in which the inlet valve is significantly earlier before 0T. (around 40 up to 70 ° before TDC) opens as the outlet valve after TDC (about io to 30 ° after O. T.) closes. In this case, the valve overlap is asymmetrical to the O. T. The pressure diagram of FIG. 5 finally shows that also with Connection of four cylinders to an exhaust pipe no significant disturbance of the Flushing occurs through the exhaust surge of the cylinder closest in the firing order.

In besonderen Fällen, in denen die Wirkungsgradverschlechterung im oberen Drehzahlbereich des Motors keinen ausreichenden Schutz gegen das Durchgehen der Turbine bietet, kann die Sicherheit dadurch erreicht werden, daß man die Turbinenbeschaufelung mit einem niedrigen Reaktionsgrad, z. B. kleiner als 5o %, auslegt.In special cases in which the deterioration in efficiency im The upper speed range of the engine does not provide adequate protection against runaway the turbine offers, the safety can be achieved that one of the turbine blades with a low degree of reaction, e.g. B. less than 5o% interprets.

In der Einleitung und im Zusammenhang mit Fig. i wurde erläutert, daß durch die erwähnte Auslegung von Motor und Abgasturbolader im unteren Drehzahlbereich des Motors der Ladedruck und damit die Zylinderfüllung größer wird. Der größere Luftüberschuß wiederum bringt eine Verbesserung des Motorwirkungsgrades und damit auch bei konstanter Brennstoffmenge eine geringe Erhöhung der Motorleistung. Der größere Luftüberschuß bietet nun aber auch die Möglichkeit. bei niederen 1Iotordrehzahlen die Leistung wesentlich zu steigern, indem die Brennstoffmengenregelung in der Weise erfolgt, daß bei niederen Motordrehzahlen eine größere Brennstoffmenge je Hub den Zylindern zugeführt wird als bei hohen Motordrehzahlen.In the introduction and in connection with Fig. I it was explained that by the aforementioned design of the engine and exhaust gas turbocharger in the lower speed range of the engine, the boost pressure and thus the cylinder charge increases. The bigger one Excess air in turn brings an improvement in the engine efficiency and thus a slight increase in engine output even with a constant amount of fuel. Of the However, a larger excess of air now also offers the possibility. at low 1Iotor speeds Increase the performance significantly by regulating the amount of fuel in the way takes place that at low engine speeds a larger amount of fuel per stroke is fed to the cylinders than at high engine speeds.

Claims (4)

PATENTANSPRÜCHE: i. Viertaktbrennkraftmaschine mit gemeinsamer Auspuffleitung für Zylinder mit 18o° Kurbelwinkel und mehr Zündabstand für Fahrzeugbetrieb mit einem aus Abgasturbine und Kreiselverdichter bestehenden derart ausgelegten Aufladeaggregat, daß dessen Verdichterwirkungsgradoptimum höchstens bei 7011/o des Luftdurchsatzes bei Höchstleistung der Brennkraftmaschine liegt und daß es bei vollem Motordrehmoment und 701/o der maximalen Motordrehzahl ein Ladedruckverhältnis von mindestens 1,25 erzeugt, dadurch gekennzeichnet, daß der Querschnitt der Auspuffleitung im Verhältnis zum maximalen geometrischen OOuerschnitt des Auslaßventils bzw. der Auslaßventile eines Zylinders kleiner als i, und zwar so klein ist, daß der bei Eröffnung des Auslaßventils bzw. der Auslaßventile in der Auspuffleitung entstehende Druck des Auspuffstoßes bis zur Eröffnung des Einlaßventils so weit abgebaut ist, daß bei niederen Motordrehzahlen ein großes Spülgefälle und bei höheren Motordrehzahlen ein kleines Spülgefälle entsteht. PATENT CLAIMS: i. Four-stroke internal combustion engine with a common exhaust pipe for cylinders with 18o ° crank angle and longer ignition interval for vehicle operation with a supercharging unit consisting of an exhaust gas turbine and a centrifugal compressor designed in this way, that its compressor efficiency optimum is at most 7011 / o of the air throughput is at maximum power of the internal combustion engine and that it is at full engine torque and 701 / o of the maximum engine speed, a boost pressure ratio of at least 1.25 generated, characterized in that the cross section of the exhaust pipe in proportion to the maximum geometric cross section of the exhaust valve or exhaust valves of a cylinder is smaller than i, so small that the opening of the Exhaust valve or the exhaust valves in the exhaust line resulting pressure of the Exhaust shock is so far reduced by the opening of the inlet valve that at a large flushing gradient at lower engine speeds and at higher engine speeds a small rinse gradient is created. 2. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch i, gekennzeichnet durch eine Abgasturbine, deren Wirkungsgradoptimum bei einem Gadurchsatz liegt, der nicht mehr als 70% des höchsten für die betreffende Brennkraftmaschine bestimmten Gasdurchsatzes beträgt. 2. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim i, characterized by an exhaust gas turbine, the efficiency of which is optimum is at a gas flow rate not exceeding 70% of the highest for the subject Internal combustion engine is certain gas throughput. 3. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch i, dadurch gekennzeichnet, daß der Reaktionsgrad der Turbinenbeschaufelung höchstens 50% beträgt. 4. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch i, gekennzeichnet durch an sich bekannte unsymmetrische Überschneidung der Öffnungszeiten von Einlaß- und Auslaßventilen, derart, daß das Einlaßventil weiter vor dem oberen Totpunkt (z. B. etwa 5o bis 70° KW vor O. T.) öffnet als das Auslaßventil hinter dem oberen Totpunkt (z. B. etwa io bis 30° KW nach O. T.) schließt. 5. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch i, gekennzeichnet durch einen Lader mit flacher Drehzahlkennlinie. 6. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch i, dadurch gekennzeichnet, . daß der Nachleitapparat des Laders als schaufelloser Diffusor ausgebildet ist. 7. Viertaktbrennkraftmaschine mit Abgasturboaufladung nach Anspruch x, gekennzeichnet durch eine an sich bekannte Brennstoffmengenregelung, bei der mit abnehmender Motordrehzahl die den Zylindern je Arbeitsspiel zugeführte Brennstoffmenge größer wird. In Betracht gezogene Druckschriften: Deutsche Patentschriften Nr. 748 261, 684 009, 568 855; schweizerische Patentschriften Nr. 232 984, 136 126; britische Patentschrift Nr. 573 714; »Automobiltechnische Zeitschrift«, Heft 19/2o vom 25. 10. 1943, S. 454 bis 467; Heft 4, 1940, S. 77 bis 84; Heft il, 1938, S. 282 bis 295; »Brown-Boveri-Mitteilungen«, Heft 11 (November) 1950, compl. 1943, S. 184 bis 187; »Jahrbuch 1938 der deutschen Luftfahrtforschung«, II., S. 183; Zeitschrift »Luftfahrtforschung«, 16. Band (1939), S. 258, 259; 17. Band (1940), S. 334; »Motortechnische Zeitschrift«, Januar/Februar-Heft, 1951, S. 3 bis 6; 195o, S. 67; 1943, S. 21 und 59 bis 61; 1940, S.222; »Zeitschrift des VDI«, 1951, S. 1113 bis 1123; 1944 S. 249 und 253; 1941 S. 769; 1928, S. 1869 bis 1872; 1925, S. 161g; »VDI-Sonderheft Dieselmaschinen«, VII, 1938, S. 121; »MAN-Dieselmotoren Nachrichten«, Nr.21 (November 19q9), S. 5; ETH-Diss. Ernst Jenny, »Berechnungen und Modellversuche über Druckwellen großer Amplituden in Auspuffleitungen«, Basel, 1949, S. 47; P en n, »Design and Operation of Exhaust-driven Turbo-Compressors for Diesel Engines«, Vortrag gehalten am Congres International des Moteurs, Paris, Mai 1951, S.4, 1o; »British Standard 649: 1935, International Combustion Engines«, herausgegeben von der »British Standards Institution«, London, S.4, 5; R. B u s s i en, »Automobiltechnisches Handbuch«, Verlag Herbert Cram, 16. Auflage, Berlin, 1945 S. 1296, 1330, 1331; R. Friedrich, »Gasturbine mit Gleichdruckverbrennung«, Karlsruhe, 1949, S. 52; »Hütte«, Bd. 2, 26. Auflage (1931), S. 658, 696; 27. Auflage (194g), S. 569; L i s t, »Die Verbrennungskraftmaschine«, Bd. 3. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim i, characterized in that the degree of reaction of the turbine blades is at most 50%. 4. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim i, characterized by known asymmetrical overlap of the opening times of inlet and outlet valves, such that the inlet valve further before top dead center (z. B. about 5o to 70 ° CA before TDC) opens as the exhaust valve closes after top dead center (e.g. about 10 to 30 ° CA after TDC). 5. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim i, characterized by a charger with a flat speed characteristic. 6. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim i, characterized in that. that the guide device of the supercharger is designed as a vaneless diffuser. 7. Four-stroke internal combustion engine with exhaust gas turbocharging according to claim x, characterized by a fuel quantity control known per se, in which the fuel quantity supplied to the cylinders per work cycle increases with decreasing engine speed. Considered publications: German Patent Nos. 748 261, 684 009, 568 855; Swiss patents No. 232 984, 136 126; British Patent No. 573,714; "Automobiltechnische Zeitschrift", issue 19 / 2o from October 25, 1943, pp. 454 to 467; No. 4, 1940, pp. 77 to 84; Booklet 11, 1938, pp. 282 to 295; "Brown-Boveri-Mitteilungen", issue 11 (November) 1950, compl. 1943, pp. 184 to 187; "Yearbook 1938 of German Aviation Research", II., P. 183; Journal "Luftfahrtforschung", Volume 16 (1939), pp. 258, 25 9 ; 17th Volume (1940), p. 334; "Motortechnische Zeitschrift", January / February issue, 1951, pp. 3 to 6; 195o, p. 67; 1943, pp. 21 and 59 to 61; 1940, p.222; "Zeitschrift des VDI", 1951, pp. 1113 to 1123; 1944 pp. 249 and 253; 1941 p. 769; 1928, pp. 1869 to 1872; 1925, p. 161g; "VDI-Sonderheft Dieselmaschinen", VII, 1938, p. 121; "MAN-Dieselmotoren Nachrichten", No. 21 (November 19q9), p. 5; ETH diss. Ernst Jenny, "Calculations and model tests on pressure waves of large amplitudes in exhaust lines", Basel, 1949, p. 47; P en n, "Design and Operation of Exhaust-Driven Turbo Compressors for Diesel Engines", lecture given at the Congres International des Moteurs, Paris, May 1951, p.4, 1o; "British Standard 649: 1935, International Combustion Engines", published by the "British Standards Institution", London, pages 4, 5; R. Bussi en, "Automobiltechnisches Handbuch", Verlag Herbert Cram, 16th edition, Berlin, 1945 pp. 1296, 1330, 1331; R. Friedrich, "Gas turbine with constant pressure combustion", Karlsruhe, 1949, p. 52; "Hut", Vol. 2, 26th edition (1931), pp. 658, 696; 27th edition (194g), p. 569; L is, "The Internal Combustion Engine," Vol. 4, Teil 1 (1949), S. 195. In Betracht gezogene ältere Patente: Deutsche Patente Nr. 940 437, 850 965, 847 528.4, Part 1 (1949), p. 195. Older patents considered: German Patents Nos. 940 437, 850 965, 847 528.