ES2320452T3 - Motor de piston y procedimiento para controlar un motor de piston. - Google Patents

Motor de piston y procedimiento para controlar un motor de piston. Download PDF

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Abstract

Un procedimiento para controlar un motor de pistones del tipo diesel comprendiendo por lo menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto móvil en cada cilindro, pistón (53) el cual está conectado a un cigüeñal (54) y un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente dentro de dicha cámara de combustión, caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.

Description

Motor de pistón y procedimiento para controlar un motor de pistón.
Campo técnico
La presente invención se refiere a un procedimiento para controlar un motor de pistón, según el preámbulo a la reivindicación 1 de la patente. Más específicamente, se refiere a un procedimiento para controlar un motor de pistón del tipo diesel en el cual el combustible se inyecta directamente dentro de las cámaras de combustión para la ignición. La invención adicionalmente se refiere a un motor de pistón según el preámbulo de la reivindicación 23 de la patente.
Técnica anterior
En un motor diesel de inyección directa normal para vehículos pesados, esto es, un motor diesel con una capacidad cúbica entre 0,5 y 4 litros por cilindro, el motor está controlado para la combustión a una presión máxima en el cilindro que asciende hasta aproximadamente una presión media efectiva al freno (BMEP -Brake Mean Effective Pressure) de 180 a 22 bar. En un motor de este tipo, el combustible se inyecta directamente en el interior de las cámaras de combustión a aproximadamente 30 grados del ángulo del cigüeñal cuando el motor de combustión interna está bajo la carga máxima. En la carga máxima, la inyección generalmente se inicia a 10-15 grados antes del punto muerto superior y continúa hasta aproximadamente 15-20 grados después del punto muerto dependiendo del punto de funcionamiento del motor. Un motor de combustión interna convencional de dicho tipo está equipado con un conjunto turbo provisto de un rendimiento de la aplicación turbo que asciende hasta aproximadamente el 55-60%. La presión de la carga máxima desde el conjunto turbo asciende hasta aproximadamente 330 kPa de presión absoluta. Los motores diesel convencionales del tipo anteriormente indicado tienen un rendimiento térmico que asciende hasta aproximadamente el 45-46% como máximo. Por rendimiento térmico se quiere decir la parte del contenido de energía del combustible que es liberada durante la combustión la cual el motor es capaz de convertir en trabajo mecánico útil.
En los últimos años, los requisitos reglamentarios correspondientes a las emisiones de los motores diesel, especialmente con relación a las descargas de compuestos de óxido de nitrógeno y partículas, son más estrictos. La cantidad de sustancia de óxidos de nitrógeno que se forman cuando el combustible se quema en un cilindro depende de la temperatura y de la duración de la combustión. Una temperatura más elevada conduce a que una mayor parte del nitrógeno del aire se convierta en óxido de nitrógeno. Un modo de reducir la cantidad de óxidos de nitrógeno formado es reducir la temperatura de la combustión. La reducción de la temperatura de la combustión, sin embargo, crea problemas. En ciertas condiciones de funcionamiento, la cantidad de partículas de hollín aumenta, lo cual puede resultar en que el motor, por esta razón, no consiga ganar la aprobación bajo la legislación en vigor sobre emisiones en vigor. Además, el rendimiento térmico del motor de combustión interna puede disminuir cuando cae la temperatura. Los óxidos de nitrógeno formados durante la combustión se pueden reducir, sin embargo, y de ese modo reconvertirlos en nitrógeno mediante un tratamiento posterior de los gases de escape en cámaras de reacción catalítica colocadas en el tubo de escape. La presencia de cámaras de reacción catalítica eleva, sin embargo, la presión a la salida de los gases de escape. Una presión incrementada a la salida de los gases de escape causa una caída del rendimiento térmico del motor de combustión interna. Además, las demandas de descargas reducidas de partículas de hollín pueden necesitar la utilización de los denominados interceptores de partículas, en el caso en el que el motor de combustión interna, en ciertos puntos de funcionamiento, generen excesivas cantidades de partículas, a fin de satisfacer los requisitos en vigor de emisiones. Los interceptores de partículas también dan lugar a una presión incrementada a la salida del escape y por lo tanto a un rendimiento térmico inferior del motor de combustión interna.
Un problema que encaran los fabricantes de motores de combustión interna, a los cuales se les imponen los requisitos reglamentarios con respecto a los niveles de emisiones máximos permitidos de partículas de hollín y de compuestos de óxidos de nitrógeno, se presenta por el hecho de que los niveles de emisiones permitidos requeridos se reduzcan constantemente. Las demandas de niveles reducidos de misiones significa, en primer lugar, que el motor no puede ser optimizado para un bajo consumo de combustible y, en segundo lugar, que se exige un equipo periférico que reduzca las emisiones, el cual contribuye a reducir el rendimiento térmico del motor de combustión interna.
Informe de la invención
El objeto de la invención es proporcionar un procedimiento para controlar un motor de combustión interna mediante el cual se pueda incrementar el rendimiento térmico del motor de combustión interna, mientras se continúan manteniendo los requisitos relativos a las emisiones de óxido de nitrógeno y de partículas de hollín.
Este objeto se consigue en virtud de un procedimiento según la parte caracterizante de la reivindicación 1 de la patente.
En los motores de combustión interna del tipo diesel convencionales, la inyección se tiene que iniciar pronto, a 10-15 grados del cigüeñal antes del punto muerto superior, a fin de asegurar que una cantidad suficiente de combustible es suministrada antes del punto muerto superior, aliviando de ese modo los efectos adversos que aparecen de la inyección en una cámara de combustión en expansión y por lo tanto enfriada. Ejemplos de tales efectos adversos son un rendimiento térmico disminuido y una creación de hollín incrementada. En los motores de combustión interna del tipo diesel convencionales, además, la inyección continúa hasta 15-20 grados del ángulo del cigüeñal después del punto muerto superior. La combustión lenta conduce a que una gran cantidad de calor sea evacuada al sistema de refrigeración del motor de combustión interna, resultando en una reducción del rendimiento térmico del motor de combustión interna. En la combustión lenta, además, los gases calientes del escape son evacuados en mayor medida, contribuyendo también de ese modo a reducir el rendimiento térmico. Un acortamiento sustancial del tiempo de inyección con relación a los motores diesel de inyección directa convencionales asegura que los problemas asociados con un tiempo de inyección largo se reducen y que el rendimiento térmico del motor se incrementa de ese modo. Según la invención, el combustible es inyectado desde dicho dispositivo de inyección con un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) cuando la carga en el motor de combustión interna es superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.
El tiempo de inyección específico es una medida, independiente del tamaño del motor, de la longitud del tiempo de inyección. Este tiempo de inyección específico (\varphi_{espec}) se calcula con la ayuda del tiempo de inyección (\varphi_{iny}) en grados del ángulo del cigüeñal, la presión media efectiva al freno (BMEP) en bar y la velocidad media del pistón (v_{p}) en m/s, como sigue:
\varphi_{espec} = \frac{\varphi_{iny}}{BMEP \cdot V_{p}}[^{o}vv/(bar \cdot m/s]
BMEP se define como sigue:
BMEP = \frac{T_{freno} \cdot 4 \pi}{V} \cdot 10^{-5}[bar]
en donde T_{freno} constituye el momento de torsión de frenado medido en el cigüeñal en Nm y V constituye la capacidad cúbica en m^{3}. La presión media efectiva al freno (BMEP) es por lo tanto un valor medio, independiente del tamaño del motor, del momento de torsión de cigüeñal distribuido durante un ciclo completo que incluye la fase de admisión, la fase de compresión, la fase de expansión y la fase de escape.
La longitud del tiempo de inyección se define como la distancia en grados del ángulo del cigüeñal entre el 50% de elevación de la aguja con respecto a un flanco de abertura y cierre. En la figura 1, se muestra un gráfico en representación esquemática, grafico el cual muestra la elevación de la aguja como una función del ángulo del cigüeñal. Ambos, el flanco que describe la abertura de la válvula de inyección O y el flanco que describe el cierre de la válvula de inyección C son relativamente en pendiente. Generalmente existe un pequeño exceso Os en la fase de abertura dependiendo de las propiedades elásticas de la válvula de inyección. Antes del inicio de la abertura, pueden ocurrir ciertas desviaciones menores B de la posición cero. Además, un fenómeno de movimiento de retroceso R puede resultar en el cierre instantáneo que es indefinido de la válvula de inyección. A fin de eliminar las dificultades en la determinación del tiempo de inyección, se define, según lo anteriormente establecido, como la distancia D de los grados del ángulo del cigüeñal entre el 50% de la elevación de la aguja con respecto al flanco de abertura O y al flanco de cierre C.
La invención utiliza un tiempo de inyección específico corto bajo cargas y revoluciones por minuto relativamente altas. Se escoge el valor umbral para el tiempo de inyección específico de 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) de modo que el tiempo de inyección medido en grados del ángulo del cigüeñal debe ser inferior a 18 grados del ángulo del cigüeñal a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 22 bar y una velocidad media del pistón de 7,5 m/s. La presión media efectiva al freno (BMEP) de 22 bar corresponde aproximadamente a la carga completa para un motor diesel moderno para vehículos pesados.
En las figuras 2a-2d se representan mediciones del tiempo de inyección para una serie de escenarios de funcionamiento.
En el transcurso del desarrollo de la invención, estudios han mostrado que un efecto especialmente favorable sobre el rendimiento térmico del motor de combustión interna se obtiene a una presión media efectiva al freno (BMEP) más alta. En formas de realización preferidas de la invención, el criterio establecido se modifica algo al efecto de que el tiempo de inyección específico sea inferior a 0,095 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) a una carga del motor mayor que una presión media efectiva al freno (BMEP) de 12 bar y especialmente a una carga mayor que una presión media efectiva al freno (BMEP) de 18 bar. El tiempo de inyección específico como una función de la carga en el motor de combustión interna para un conjunto de velocidades medias del pistón se representa en la figura 3.
Según una forma de realización de la invención, el suministro de combustible se inicia dentro de la gama de 10 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto superior y 1 grado del ángulo del cigüeñal después del punto muerto superior. Los cálculos registrados en la figura 4 muestran que el rendimiento térmico es altamente dependiente del punto de inicio de la inyección. La inyección preferiblemente tiene lugar dentro de la gama entre 8 grados del ángulo del cigüeñal antes el punto muerto superior y el punto muerto superior. Proporcionando un punto de inicio del tiempo de la inyección según lo propuesto anteriormente, se asegura una reducción de las pérdidas parásitas debidas a la transferencia de calor y a la fricción. La duración de la inyección también tiene un efecto marcado en el consumo de combustible.
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Según una forma de realización de la invención, dichas cámaras de combustión están equipadas con válvulas de intercambio de gas a fin de proporcionar un rendimiento mínimo volumétrico del gas inferior al 85%. Mediante las válvulas de intercambio de gas se quiere decir válvulas de admisión y válvulas de escape. El control se efectúa cambiando los tiempos de abertura y cierre de las válvulas de intercambio de gas en relación con el respectivo tiempo de abertura y cierre normalmente dispuesto para el motor de combustión interna, cuyo tiempo de abertura y cierre se dispone para proporcionar al motor de combustión interna el rendimiento volumétrico del gas más alto posible. Un motor en el cual las válvulas de admisión están controladas a fin de proporcionar un rendimiento volumétrico del gas inferior es generalmente referido como un motor Miller. El concepto de motor Miller se introdujo en la patente US 2670595. Según una forma de realización adicional de la invención, el rendimiento volumétrico del gas varía dependiendo de la carga en el motor de combustión interna y de la velocidad media del pistón del motor de combustión interna. El rendimiento volumétrico del gas se permite que varíe entre el 45 y el 85% según lo que resulta evidente a partir de la figura 5. Según una variante de esta forma de realización, las válvulas de admisión se cierran pronto a fin de proporcionar un bajo rendimiento volumétrico del gas. En un motor normal moderno, el cierre de una válvula de admisión tiene lugar a un juego cero de la válvula hasta 56º del ángulo del cigüeñal después del punto muerto superior. El efecto de esto es que el rendimiento volumétrico del gas normalmente asciende hasta por lo menos el 90%. Según la invención, cuando se utiliza un perfil de leva fijo, se utilizan tiempos de cierre de la válvula de admisión (a un juego cero de la válvula) hasta los 30º del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto superior a una carga elevada y elevadas revoluciones por minuto. También es posible utilizar válvulas de admisión electromecánicamente controladas o válvulas de escape electromecánicamente controladas. El proceso de abertura y cierre, respectivamente, generalmente procede más rápidamente con un control electromecánico de la válvula que si se utiliza un árbol de levas convencional. Esto significa que los tiempos de abertura y los tiempos de cierre se tienen que desplazar con relación a la utilización de una válvula accionada por un árbol de levas. Los tiempos abertura y los tiempos de cierre para las válvulas controladas electromecánicamente se establecen en este caso de modo que se obtenga la densidad de carga deseada o el rendimiento volumétrico del gas en la cámara del cilindro.
Por rendimiento volumétrico del gas se quiere decir la relación entre la cantidad de gas suministrado y la capacidad cúbica de la cámara de combustión. Si se utiliza la recirculación del gas de escape, la cantidad de gas suministrado comprende la suma de la cantidad de gas suministrado y la cantidad de aire suministrado. Si no se utiliza la recirculación del gas de escape, la cantidad de gas suministrado meramente comprende el aire suministrados.
En un motor de combustión interna equipado con uno o más conjuntos turbo, el motor de combustión interna puede estar controlado de modo que haga prioritaria la eficacia del proceso de la combustión en los cilindros o que haga prioritario el proceso de la turbina de gas para el conjunto turbo a través de la optimización del rendimiento volumétrico del gas del motor o la optimización entre el proceso de la combustión y el proceso de turbina de gas respectivamente. La eficacia del proceso de la combustión en los cilindros se mejora optimizando la cantidad de gas (lo cual afecta a las pérdidas parásitas en forma de ficción, transferencia de calor y trabajo de intercambio de gas) que se suministra al proceso de la combustión. La cantidad de gas se controla a través del rendimiento volumétrico del gas (en la forma de realización ilustrativa, variando el punto de cierre de la válvula de admisión). El proceso de la turbina de gas también se promueve mediante el control del flujo de gas a través del motor. La elección óptima del rendimiento volumétrico del gas para un cierto punto de funcionamiento es tal que el proceso de la turbina de gas y el proceso de la combustión funcionan simultáneamente con un elevado rendimiento del proceso. La elección óptima del rendimiento volumétrico del gas es altamente dependiente del rendimiento en el proceso el proceso de la turbina de gas. Cuanto más alto sea el rendimiento del proceso para proceso de la turbina de gas, menor será el óptimo rendimiento volumétrico del gas para un punto de funcionamiento determinado. Con un proceso de la turbina de gas muy eficaz (un rendimiento de la aplicación turbo de por lo menos el 70% en un sistema de dos etapas en serie con una refrigeración intermedia y una refrigeración posterior), el óptimo rendimiento volumétrico del gas se representa que es inferior al 70% para los puntos de funcionamiento importantes para un motor diesel pesado.
Que el flujo de gas a través del motor es importante para el rendimiento térmico se representa claramente en las figuras 6 y 7. Variando el rendimiento volumétrico del gas entre los puntos de funcionamiento, se puede controlar el exceso de aire. Para un motor de combustión interna provisto de una disposición turbo asignada, existe el caso de que para un rendimiento determinado para un conjunto turbo existe, para una relación deseada determinada de aire y combustible, un rendimiento volumétrico del gas que optimiza la energía en términos de rendimiento térmico. En la figura 6, el rendimiento térmico se representa como una función del factor de exceso de aire \lambda para un sistema turbo que comprende un primer turbo de baja presión y un segundo turbo de alta presión, dispuesto aguas abajo de dicho turbo de baja presión, en el que el turbo de alta presión y el turbo de baja presión que forman el sistema turbo tienen un rendimiento que asciende al 50%. El factor de exceso de aire se define de tal modo que \lambda = 1 cuando en la combustión se consume todo el oxígeno suministrado. Si, por ejemplo, \lambda = 1,2 entonces queda el 20% del oxígeno suministrado incluso después de la combustión.
Se puede ver a partir de la figura que el rendimiento volumétrico del gas no es importante para el rendimiento térmico para un factor de exceso de aire \lambda inferior a 1,8. Para un factor de exceso de aire \lambda superior a 1,8, este es el caso en el que el rendimiento volumétrico del gas inferior produce un rendimiento térmico inferior para un valor determinado del factor de exceso de aire \lambda.
En la figura 7, el rendimiento térmico se representa como una función del factor de exceso de aire \lambda para un sistema turbo que comprende un primer turbo de baja presión y un segundo turbo de alta presión, dispuesto aguas abajo de dicho turbo de baja presión, en el que el turbo de baja presión y el turbo de alta presión que forman el conjunto turbo tienen un rendimiento que asciende al 70%. Resulta evidente a partir de esta figura que un rendimiento volumétrico del gas inferior produce un rendimiento térmico más elevado para un valor determinado del factor de exceso de aire \lambda. Es decir que cuando el rendimiento de la aplicación turbo por etapa turbo es suficientemente alto, es decir, según una primera forma de realización el rendimiento de la aplicación turbo es superior al 60%, según una segunda forma de realización preferida el rendimiento de la aplicación turbo es superior al 65% y según una tercera forma de realización preferida adicional el rendimiento de la aplicación turbo es superior al 70%, entonces el rendimiento térmico aumenta con un rendimiento volumétrico del gas reducido. Se puede ver adicionalmente que el rendimiento térmico es relativamente constante para un factor de exceso de aire normal \lambda dentro de la gama 1,7 < \lambda < 2,1 cuando el rendimiento volumétrico del gas es bajo. Por otra parte, el rendimiento térmico disminuye fuertemente con un rendimiento volumétrico del gas incrementado. Preferiblemente, se asegura que el rendimiento volumétrico sea inferior al 70%, preferiblemente inferior al 60%, a una velocidad media del pistón de 6,25 m/s y una carga del motor que asciende a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 26 bar.
Las figuras 8-10 muestran el rendimiento térmico expresado como consumo específico de combustible al freno (BSFC - Break Specific Fuel Consumption) como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión. Los estudios se refieren a un motor de combustión interna provisto de un sistema de sobrealimentación de dos etapas. La válvula de admisión está controlada por un árbol de levas con un perfil de leva fijo. Si se utiliza una válvula de admisión electromecánicamente controlada, los tiempos de la válvula, debido al hecho de que tales válvulas tienen unos procesos de abertura y de cierre más rápidos, necesitarán ser desplazados a fin de obtener el rendimiento volumétrico del gas deseado del flujo de gas a través de los cilindros.
En las figuras 8-10 se puede ver que el consumo específico de combustible al freno aumenta fuertemente para tiempos de cierre de la válvula de admisión inferiores a 500 grados del ángulo del cigüeñal. Esto depende del rendimiento volumétrico del gas que disminuye recientemente de forma rápida en esta zona.
La figura 8 representa el rendimiento térmico expresado como consumo específico de combustible al freno (BSFC) como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional con un rendimiento convencional que asciende hasta aproximadamente el 56% para un par de compresor y turbina. El motor está diseñado para una combustión rápida según la invención. En este caso, se puede ver que el rendimiento térmico no se ve significativamente afectado por la utilización de un bajo rendimiento volumétrico del gas.
La figura 9 representa el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas mejorado con un rendimiento mejorado que asciende hasta aproximadamente el 65% para un par de compresor y turbina. El motor está diseñado para una combustión rápida según la invención. En este caso, se puede ver que el rendimiento térmico se eleva hasta alcanzar un óptimo en un tiempo de cierre en la válvula de admisión alrededor de 515 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 25 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 1,9 (línea continua); un óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión alrededor de 525 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 15 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 2,1 (línea de trazos); y un óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión alrededor de 535 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 5 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 2,3 (línea de puntos). El óptimo se hace menos claro cuando el valor del factor de exceso de aire \lambda se
eleva.
La figura 10 representa el rendimiento térmico expresado en consumo específico de combustible al freno (BSFC) como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional con un rendimiento mejorado que asciende hasta aproximadamente el 70% para un par de compresor y turbina. El motor está diseñado para una combustión rápida según la invención. En este caso, se puede ver que el rendimiento térmico se eleva, esto es, el consumo específico de combustible al freno (BSFC) cae, hasta alcanzar un óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión alrededor de los 505 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 35 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 1,9 (línea continua); un óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión alrededor de 515 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 25 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 2,1 (línea de trazos); y un óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión alrededor de 525 grados del ángulo del cigüeñal, esto es, 15 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda = 2,3 (línea de puntos). En este caso, el beneficio de un cierre temprano de la válvula de admisión aparece incluso más claro que cuando se utiliza una disposición turbo con un rendimiento del 65% por etapa. Además, la curva para el factor de exceso de aire \lambda = 2,3 continúa hasta presentar un óptimo claro para un cierre temprano de la válvula de admisión.
En los diseños de motores anteriormente conocidos, el concepto Miller ha sido descartado, puesto que no puede contribuir significativamente a incrementar el rendimiento térmico del motor. Esta forma de realización preferida de la invención utiliza el hecho sorprendente de que, en la utilización de motores de combustión interna con combustión rápida, es decir, un tiempo de inyección específico menor de 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s), junto con una disposición turbo de dos etapas en la que cada etapa comprende un par de turbina y compresor con un rendimiento mecánico superior al 60%, preferiblemente superior al 65% y especialmente preferible que asciende hasta por lo menos el 70%, se consigue un rendimiento térmico incrementado asegurando que el motor de combustión interna pueda funcionar dentro de una gama de funcionamiento con un rendimiento volumétrico del gas relativamente bajo y en el que, al mismo tiempo, el rendimiento térmico sea alto.
Según una forma de realización de la invención, las válvulas de intercambio de gas equipadas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico del gas el cual varía entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor. Según una forma de realización de la invención, se utilizan válvulas de intercambio de gas, en las cuales el proceso de abertura o de cierre se puede ajustar.
Según esta forma de realización de la invención, en el motor de combustión interna se garantiza la cantidad correcta de aire en virtud del tiempo de cierre de las válvulas de admisión de la cámara de combustión que se varía dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna. Según una variante de esta forma de realización, las válvulas de intercambio de gas están controladas de modo que proporcionen por lo menos una primera gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y una carga del motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 15 bar, en la que el rendimiento volumétrico del gas dentro de dicha primera gama es inferior al 70%. La variación del rendimiento volumétrico del gas se puede conseguir proporcionando válvulas electrónicamente controladas, válvulas mecánicamente controladas con un perfil de leva variable o mediante, de algún otro modo conocido por una persona experta en la técnica, variando los tiempos de cierre de las válvulas de un motor de combustión interna.
En los ejemplos de más adelante en este documento, se representan tiempos de cierre adecuados para la válvula de admisión en donde se utiliza un árbol de levas con un perfil de leva fijo. Los ejemplos muestran cómo se debe escoger el rendimiento volumétrico del gas a fin de obtener un buen rendimiento térmico.
Según una primera forma de realización ilustrativa, el cierre de la válvula de admisión se lleva hacia delante dentro de la gama de 30 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior hasta 20 grados del ángulo del cigüeñal después del punto muerto inferior para una disposición turbo con un rendimiento del 65% por etapa.
En resumen, resulta que la válvula de admisión preferiblemente debe ser cerrada alrededor de 10 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, esto es, aproximadamente 20-0 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda entre 2,1 y 2,3 y alrededor de 20 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, esto es, aproximadamente 30-10 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para un factor de exceso de aire \lambda que asciende hasta 1,9 para una disposición turbo con un rendimiento del 65% por etapa.
En el caso de una disposición turbo con un rendimiento del 70% por conjunto turbo, la válvula de admisión preferiblemente debe ser cerrada alrededor de 20 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, esto es, aproximadamente 30-10 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, para factor de exceso de aire \lambda entre 2,1 y 2,3 y alrededor de 30 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior, esto es, aproximadamente 40-20 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto inferior.
Las formas de realización ilustrativas anteriores de la invención, en las que un cierre de temprano de la válvula de admisión resulta en que el rendimiento volumétrico del gas cae por debajo del 85%. En ciertos escenarios de funcionamiento, el rendimiento volumétrico del gas será tan bajo como del 48% en el óptimo del rendimiento térmico del motor de combustión interna.
También ha sido representado que la formación de NOx disminuye si el cierre de la válvula de admisión es llevado hacia delante según lo establecido antes en este documento. En las figuras 8-10, la formación de NOx se representa como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión. Esto contribuye también a mejorar el rendimiento térmico, puesto que se requiere menos tratamiento posterior del escape, lo cual, en sí mismo, añade carga al motor de combustión interna.
Según una forma de realización, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire \lambda mayor que 1,9. Utilizando un exceso de aire mayor del normal, el rendimiento térmico del motor de combustión interna aumenta, al mismo tiempo que disminuye la formación de hollín con una formación mantenida de NOx.
Según variantes preferidas de la invención, el rendimiento volumétrico del gas reducido se consigue cerrando las válvulas de admisión antes del punto muerto inferior. En estos casos, el rendimiento volumétrico del gas se reduce en el tiempo de la expansión del aire presente en la cámara de combustión a medida que el pistón se desplaza desde la posición del pistón en el momento del cierre de la válvula de admisión y el punto muerto inferior. Esta expansión conduce a que el aire en la cámara de combustión se enfríe algo. El aire enfriado ayuda, a su vez, a reducir la cantidad de NOx formado en la combustión. Además, la carga térmica sobre el sistema de refrigeración del motor de combustión interna disminuye, lo cual contribuye a hacer menores las pérdidas de enfriamiento y por lo tanto incrementar el rendimiento térmico del motor.
Según una forma de realización de la invención, se utiliza una leva fija, que produce un rendimiento volumétrico del gas bajo. Mediante leva fija se quiere decir un dispositivo de abertura y cierre mecánicamente controlado, en el cual no se puede variar el tiempo de la abertura ni el tiempo de cierre. Según una variante de la forma de realización, el rendimiento volumétrico del gas deseado se consigue cerrando la válvula de admisión antes del punto muerto inferior. Un motor de este tipo es adecuado para instalaciones fijas en las cuales el motor debe ser accionado con buen rendimiento en un punto de funcionamiento.
La variación del tiempo de cierre de la válvula de admisión preferiblemente se lleva a cabo de tal modo que el tiempo de cierre se avance con una carga y una velocidad de motor incrementadas. Un ejemplo de cómo se puede llevar a cabo la variación del tiempo de cierre se representa en la figura 11. En esta forma de realización ilustrativa, se utiliza el cierre más temprano posible en todos los puntos de funcionamiento a una velocidad del motor de 1500 rpm. El punto de cierre se establece a 520 grados del ángulo del cigüeñal. Convencionalmente, el punto de cierre se establece a 596 grados del ángulo del cigüeñal. A una velocidad del motor de 1250 rpm, el punto de cierre de 520 grados de ángulo del cigüeñal se utiliza en carga completa y en una carga parcial que corresponde a un 75% de la carga total. Para la carga parcial que corresponde al 50% de la carga total, se utiliza el punto de cierre de 550 grados del ángulo del cigüeñal y para una carga parcial que corresponde al 25% de la carga total, se utiliza el punto de cierre de 596 grados del ángulo del cigüeñal. A una velocidad del motor de 1000 rpm, se utiliza el punto de cierre de 540 grados del ángulo del cigüeñal en carga completa. Para una carga parcial que corresponde al 75% de la carga total, se utiliza el punto de cierre de 550 grados del ángulo del cigüeñal. Para las cargas parciales que corresponden al 50% y al 25% de la carga total, se utiliza el punto de cierre de 596 grados del ángulo del cigüeñal. Según esta forma de realización, la variación del punto de cierre se utiliza para asegurar que a la cámara de combustión del motor de combustión interna se le proporciona la cantidad correcta de aire bajo condiciones de funcionamiento que varían. El sistema de sobrealimentación por lo tanto se puede controlar más libremente a fin de asegurar que el sistema de sobrealimentación trabaja bajo las condiciones de funcionamiento que permiten un buen rendimiento para el sistema de sobrealimentación. El hecho de que la válvula de admisión permanezca abierta durante un tiempo más largo bajo una carga baja y a una baja velocidad del motor significa que el motor de combustión interna adquiere una respuesta transitoria muy buena dentro de esta gama de trabajo. En la presente solicitud, el punto de cierre está dimensionado de modo que el punto muerto superior, en relación con la abertura de la válvula de admisión en la fase de admisión en un motor de combustión interna de cuatro tiempos, se encuentra a 360 grados. El siguiente punto muerto inferior está a 540 grados.
Según lo que se ha establecido antes en este documento, el motor de combustión interna preferiblemente se sobrealimenta a través de un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión y un turbo de alta presión con una refrigeración intermedia. Según una primera variante de la sexta forma de realización, el turbo de alta presión y el turbo de baja presión en este sistema de turbo tienen un rendimiento de la aplicación turbo \eta_{turbo} superior al 60%. Para el rendimiento de la aplicación turbo \eta_{turbo}, \eta_{turbo} = \eta_{compresor} \cdot \eta_{turbina} \cdot \eta_{mecánico}, en donde \eta_{compresor} es el rendimiento de la etapa del compresor, \eta_{turbina} es el rendimiento de la turbina y \eta_{mecánico} es el rendimiento de la trasmisión de potencia entre la turbina y el compresor. Los rendimientos respectivos para la etapa del compresor y de la turbina se extraen a partir de cuadros producidos a partir de pruebas, alternativamente por cálculo, con un flujo no pulsatorio sobre el componente. Por rendimiento de la aplicación turbo se quiere decir el rendimiento obtenido multiplicando los valores de los rendimientos para la etapa de la turbina y la etapa del compresor, extraídos a partir de tales cuadros, para los puntos de funcionamiento bajo los cuales es accionado el dispositivo y multiplicando el resultado por el rendimiento mecánico relevante.
En una segunda variante, el rendimiento de la aplicación turbo es superior al 65%. En una tercera variante, el rendimiento de la aplicación turbo es superior al 70%. Un sistema turbo provisto de un rendimiento de la aplicación turbo de aproximadamente el 70% se describe en relación con las figuras 12-15. Este sistema turbo comprende un turbo de baja presión y un turbo de alta presión con una refrigeración intermedia. Los cálculos han mostrado que la combustión rápida, junto con el tiempo variable de cierre de la válvula de admisión, resulta en que el rendimiento térmico del motor de combustión interna se eleve 0,15 puntos porcentuales para un incremento de un punto porcentual en el rendimiento de la aplicación turbo. Cuando se utiliza un motor convencionalmente controlado, el rendimiento térmico se eleva justo 0,05 puntos porcentuales para un incremento de un punto porcentual en el rendimiento de la aplicación turbo. Esta baja contribución a la mejora del rendimiento térmico históricamente ha significado que el rendimiento para la parte del compresor en turbinas de una única etapa sólo ha sido mejorado en únicamente unos pocos puntos porcentuales durante los últimos 25 años. En los compresores turbo comercialmente disponibles conocidos para camiones, el rendimiento ha sido mejorado desde aproximadamente el 77% de rendimiento en 1977 hasta aproximadamente el 79% de rendimiento en el año 2000. Simplemente, mejoras adicionales en el rendimiento no han merecido la pena hacerlas. En el nuevo conjunto turbo descrito en relación con las figuras 12-15, el compresor de baja presión y el compresor de alta presión tienen un rendimiento de aproximadamente el
83%.
A fin de elevar adicionalmente el rendimiento térmico, el tubo de escape, la carcasa de la turbina y el colector de escape, esto es, todas las piezas que son calentadas de forma manifiesta por los gases del escape, están provistos de recubrimientos aislantes del calor. Esto conduce a una disminución de la transferencia de calor al tubo de escape, permitiendo una mejor distribución de la energía para ser recuperada en el sistema de sobrealimentación.
Con vistas a una elevación adicional del rendimiento térmico, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se puede ajustar para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP (presión media efectiva al freno) bar. En una forma de realización preferida, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP (presión media efectiva al freno) bar y en una variante adicional el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP (presión media efectiva al freno) bar.
La invención se puede variar a través de combinaciones de las diversas formas de realización y de las variantes.
La invención también se refiere a un motor de combustión interna en el cual se utilizan los principios anteriores. Esta invención se manifiesta en un motor de combustión interna según la parte caracterizante de la reivindicación 23 de la patente.
Formas de realización de la invención se manifiestan en las reivindicaciones subordinadas 24-44 de la patente.
Descripción de las figuras
Una forma de realización de la invención se describirá más adelante en este documento conjuntamente con las figuras de los dibujos adjuntos, en los cuales:
la figura 1 muestra, en representación esquemática, un gráfico que presenta la elevación de la aguja en un inyector como una función de los grados del ángulo del cigüeñal;
las figuras 2a-2d muestran mediciones de la elevación de la aguja como una función de los grados del ángulo del cigüeñal para una serie de escenarios de funcionamiento;
la figura 3 muestra el tiempo de inyección específico como una función de la presión media efectiva al freno (BMEP) del motor de combustión interna para un conjunto de velocidades medias del pistón;
la figura 4 muestra la dependencia del rendimiento térmico sobre el punto de inicio y la duración de la inyección;
la figura 5 muestra un rendimiento volumétrico del gas óptimo como una función de la carga del motor;
la figura 6 muestra el rendimiento térmico como una función del factor de exceso de aire \lambda para un conjunto turbo provisto de un rendimiento de la aplicación turbo que asciende al 50% por etapa;
la figura 7 muestra el rendimiento térmico como una función del factor de exceso de aire \lambda para un conjunto turbo provisto de un rendimiento de la aplicación turbo que asciende al 70% por etapa;
la figura 8 muestra el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor provisto de un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional;
la figura 9 muestra el rendimiento térmico como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas provisto de un rendimiento de la aplicación turbo mejorado que asciende hasta aproximadamente el 65%;
la figura 10 muestra el rendimiento térmico como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas provisto de un rendimiento de la aplicación turbo mejorado que asciende hasta aproximadamente el 70%;
la figura 11 muestra un ejemplo de cómo puede ser llevada a cabo la variación del tiempo de cierre para la válvula de admisión;
la figura 12 muestra en representación esquemática un motor de combustión interna provisto de un sistema de turbocompresor de dos etapas;
la figura 13 es una sección longitudinal a través del turbocompresor de dos etapas que forma el sistema del turbocompresor;
la figura 14 muestra en una vista en planta parcialmente cortada una rueda de compresor utilizada en el sistema de turbocompresor;
la figura 15 muestra en vista en planta la rueda de la turbina de la turbina de alta presión;
la figura 16 muestra en representación esquemática un motor de combustión interna controlado para obtener un buen rendimiento térmico.
Forma de realización
La figura 16 representa esquemáticamente un motor de combustión interna controlado para obtener buen rendimiento térmico. El motor de combustión interna 51 es del tipo de motor de pistón y comprende un conjunto de cámaras de combustión, cada una formada por un cilindro 52, un pistón dispuesto de forma móvil 53 en cada cilindro, pistón el cual está conectado a un cigüeñal 54 mediante una biela de conexión 55. La cámara de combustión está equipada con un dispositivo de inyección 56 diseñado para inyectar combustible directamente dentro de dicha cámara de combustión. El dispositivo de inyección está diseñado para proporcionar un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s a una carga del motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 6 bar.
Con este propósito, el dispositivo de inyección comprende una boquilla de inyección que permite un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s). Para un motor de combustión interna con una capacidad cúbica de 2 l/cilindro, preferiblemente se utiliza un pulverizador con un área de taladro incrementada con relación a los pulverizadores convencionales. Además, es deseable ajustar el equipo de inyección de tal modo que la velocidad de inyección medida en metros/segundo permanezca aproximadamente la misma que para los inyectores convencionales. El coeficiente de flujo para el pulverizador es superior a 2/5 l/minuto para un motor con una capacidad cúbica que asciende a 2 l/cilindro. Para la configuración de los dispositivos de inyección que permita un tiempo de inyección rápido, se hace referencia a los documentos US 5302745 y US 6349706, cuyas descripciones se incorporan dentro del presente documento. La configuración de la leva del inyector y la boquilla del pulverizador para conseguir un tiempo de inyección específico deseado resulta familiar para una persona experta en la técnica.
Cada cámara de cilindro 52 está equipada con por lo menos una válvula de admisión 57 y una válvula de escape 58. Las válvulas preferiblemente están dispuestas de tal modo que permiten que el motor de combustión interna funcione bajo un rendimiento volumétrico del gas bajo según lo que se ha establecido antes en este documento. Con este propósito, la válvula de admisión o la válvula de escape pueden estar equipadas con levas fijas lo cual permite un rendimiento volumétrico del gas óptimamente bajo en un estado de funcionamiento fijo. Esto es posible cuando el motor se utiliza en una instalación con una carga constante. Cuando el motor se va a utilizar en una instalación con una carga variable, preferiblemente se utilizan accionamientos de válvula 59, 60, los cuales permiten una abertura y un cierre de la válvula de admisión o de la válvula de escape que se pueden ajustar. La abertura y del cierre que se pueden ajustar de las válvulas de intercambio de gas son previamente conocidas por sí mismas. Ejemplos de dispositivos para conseguir la abertura o del cierre variable de válvulas se proporcionan en los documentos US 6257190, US 6053134, US 5537961, US 5103779 cuyas descripciones se incorporan dentro del presente documento.
Para el ajuste del punto de abertura o de cierre de la válvula de admisión 57 y de la válvula de escape 58 respectivamente, está provista una unidad de control 61. La unidad de control 61 se comunica con el respectivo accionamiento de válvula 59, 60 para el ajuste del tiempo de abertura y cierre. La unidad de control comprende una primera representación, en la cual se indica el rendimiento volumétrico del gas deseado como una función de la carga del motor y de la velocidad media del pistón. La representación puede estar configurada en forma de matriz y representa un cuadro similar a aquél representado en la figura 5. Los valores de las mediciones los cuales se almacenan en la matriz se basan en mediciones en bancos de prueba en los cuales el óptimo rendimiento volumétrico del gas para obtener el máximo rendimiento térmico mientras se satisfacen los requisitos de emisión en vigor. La matriz se almacena como una base de datos 62, en la que un rendimiento volumétrico del gas deseado \eta es proporcionado a través de unos datos de entrada en forma de la velocidad del motor n y la carga del motor, por ejemplo expresada en presión media efectiva al freno (BMEP). La información de la velocidad del motor se obtiene de una manera conocida, por ejemplo a través de una escobilla inductora, la cual detecta el paso de los dientes de una rueda de engranajes montada en el cigüeñal. La información de la carga del motor se puede obtener, por ejemplo, a partir de datos relativos a la cantidad de combustible inyectado o mediante la medición directa de los transmisores del momento de torsión. Existe también información relativa al factor de exceso de aire deseado \lambda, o, cuando sea apropiado, el factor de exceso de aire equivalente deseado, cuando el motor de combustión interna está equipado con recirculación del gas de escape. Por factor de exceso de aire equivalente se quiere decir la relación entre una masa particular de aire y los gases de escape que se hacen recircular en el cilindro y la masa de aire que permite la combustión estequiométrica. Esta información se almacena como una representación 13 relativa al exceso de aire deseado como una función de la carga y la velocidad del motor. A partir de la información sobre el rendimiento volumétrico del gas deseado o, cuando se utiliza la recirculación de gases de escape, la información sobre el factor de exceso de aire equivalente deseado, los tiempos de abertura y los tiempos de cierre de las válvulas de intercambio de gas 59, 60 se generan en una tercera representación 64. Según una forma de realización de la invención, las representaciones 62-64 pueden ser expresadas simplemente en una única representación en la cual se indica el tiempo de cierre de la válvula de admisión como una función de la carga y la velocidad del motor. Un ejemplo de una representación de este tipo se puede encontrar en la figura 11.
Según una forma de realización de la invención, se utiliza un sistema de sobrealimentación el cual será descrito con mayor detalle más adelante en este documento. El sistema de sobrealimentación está pensado, en primer lugar, para motores diesel con una capacidad cúbica de entre aproximadamente 6 hasta aproximadamente 20 l, para utilizarlos preferiblemente en vehículos pesados tales como camiones, autobuses y maquinaria para la construcción. El sistema de sobrealimentación tiene la característica de que ofrece una sobrealimentación considerablemente más eficaz que los sistemas corrientes. La sobrealimentación se realiza en dos etapas con dos compresores de tipo radial conectados en serie con refrigeración intermedia. La primera etapa del compresor, referida como el compresor de baja presión, es accionada mediante una turbina de baja presión del tipo axial. La segunda etapa del compresor, el compresor de alta presión, es accionada mediante una turbina de alta presión del tipo radial.
La figura 12 muestra un bloque del motor 10 provisto de seis cilindros del motor 11, los cuales se comunican de una manera convencional con un colector de admisión 12 y dos colectores de escape separados 13, 14. Cada uno de estos dos colectores de escape recibe gases de escape de tres de los cilindros del motor. Los gases de escape son conducidos a través de tuberías separadas 15, 16 hasta una turbina 17 en un conjunto de alta presión 18, el cual comprende un compresor 19 montado en un árbol común con la turbina 17.
Los gases de escape son conducidos hacia adelante a través de una tubería 20 hasta una turbina 21 en el conjunto turco de baja presión 22, el cual comprende un compresor 23 montado en un árbol común con la turbina 21. Los gases de escape finalmente son conducidos hacia adelante a través de una tubería 24 hasta el sistema de escape del motor, el cual comprende conjuntos para el tratamiento posterior de los gases de escape.
El aire filtrado de admisión es admitido en el motor a través de la tubería 25 y conducido al compresor 23 del conjunto turbo de baja presión 22. Una tubería 26 conduce el aire de admisión hacia adelante a través de un primer refrigerador del aire de carga 27 hasta el compresor 19 del conjunto turbo de alta presión 18. Después de esta sobrealimentación de dos etapas con refrigeración intermedia, el aire de admisión es conducido hacia adelante a través de la tubería 28 hasta un segundo refrigerador del aire de carga 29, después de lo cual el aire de admisión llega al colector de admisión 12 a través de la tubería 30.
El sistema de sobrealimentación según esta forma de realización está representado con mayor detalle en la figura 13, la cual ilustra las admisiones de doble espiral 15, 16 hasta la turbina de alta presión 17, cada una de las cuales proporciona la mitad de la turbina con flujo de gas a través de carriles de guía de admisión 17a. La turbina de alta presión 17 es del tipo radial y está conectada a la turbina de baja presión 21 mediante el conducto intermedio corto 20, el cual se puede utilizar puesto que la turbina de baja presión es del tipo axial. Esta trayectoria corta del flujo hace mínimas las pérdidas de presión entre las etapas de la turbina.
La turbina de alta presión 17 está montada junto con el compresor de alta presión 19 en el árbol 31. La turbina de baja presión 21, de forma correspondiente, está montada junto con el compresor de baja presión 23 en el árbol 32. Los dos conjuntos turbo 18, 22 están orientados a lo largo esencialmente del mismo eje longitudinal. El conducto intermedio 20 está equipado con juntas 33, las cuales combaten las tensiones de instalación y las fugas permitiendo una cierta movilidad en las direcciones axial y radial, la cual absorbe las tensiones térmicas y ciertas deficiencias del montaje.
La turbina de baja presión de tipo axial está provista de carriles de guía de admisión 34, los cuales están configurados para optimizar el trabajo cerca de la sección del centro de la turbina para un rendimiento máximo (la denominada configuración "apoyo compuesto" con un carril de guía en el cual el centro de gravedad de los perfiles descansan a lo largo de una línea curva, con vistas a distribuir el trabajo en la etapa de la turbina de modo que se optimiza hacia el centro del álabe de la turbina en donde los efectos marginales y las pérdidas son mínimos). El compresor de baja presión es del tipo radial con álabes configurados con un barrido posterior grande, como será descrito con mayor detalle más adelante en este documento con referencia a la figura 14. El compresor de alta presión 19 de forma similar es del tipo radial, los álabes del cual son oportunamente de un barrido de alguna manera correspondiente a aquellos del compresor de baja presión 23.
A partir de la figura 14 se puede ver que un ángulo de álabe \beta_{b2}, entre una extensión imaginaria del álabe 35 a lo largo de la línea central entre la sección de la raíz y la sección de la punta en la dirección de la tangente de salida y una línea 36 (representada con trazos y puntos) que conecta el eje central de la rueda del compresor con el punto exterior del álabe, está por lo menos a aproximadamente 40 grados, convenientemente por lo menos aproximadamente a 45-55 grados. Los turbocompresores disponibles en el mercado tienen ángulos del álabe \beta_{b2} entre aproximadamente 25 y aproximadamente 35 grados. En la verificación de un sistema de turbocompresor según esta forma de realización, ha probado ser ventajoso incrementar el ángulo del álabe hasta por lo menos aproximadamente 40 grados. El efecto de este incremento en el ángulo del álabe consiste principalmente en que la rueda del compresor con la turbina asociada gira a una velocidad más elevada para una relación de presión determinada. El incremento en la velocidad significa que el diámetro, y por lo tanto también el momento de inercia de la masa, de la rueda de la turbina se puede reducir. Como un efecto lateral de esto, la respuesta transitoria del motor también se mejora, puesto que el momento de inercia de la masa reducida significa que la rueda de la turbina se puede acelerar más fácilmente hasta esta gama de velocidad efectiva. Además, se incrementa el rendimiento del compresor, entre otras cosas, como resultado del reducido diferencial de velocidad entre el flujo a lo largo del lado de la presión y el lado de la succión del álabe, conduciendo a un flujo secundario menor y por lo tanto a pérdidas inferiores y también como resultado de una reducción de la velocidad del flujo en la salida del rotor, conduciendo a pérdidas inferiores en el siguiente
difusor.
Ambos compresores están provistos de carriles de guía aguas abajo de la respectiva rueda del compresor a fin de optimizar la formación de la presión. Este difusor ventajosamente es del tipo de aleta de baja solidez (LSA - Low Solidity Airfoil) que significa un difusor con álabes configurados aerodinámicamente cuya longitud tiene una relación con respecto a la distancia entre los álabes (paso) que varía entre 0,75 y 1,5.
Un difusor de salida 37 está colocado después la turbina de baja presión 21 a fin de recuperar la presión dinámica que deja la turbina. El difusor se abre en un colector de escape 38, el cual guía los gases de escape fuera del tubo de escape 24. El difusor está diseñado como un conducto anular con una admisión axial y una salida virtualmente radial. El conducto exterior del difusor se cierra con un flanco 37a a fin de evitar que el flujo de salida sea entorpecido por los gases que recirculan desde el siguiente colector. Este flanco 37a puede estar colocado asimétricamente a fin de reducir el tamaño del colector. El flanco tiene su mayor altura radial directamente enfrente de la salida del colector de escape 38 y su altura radial menor en el lado diametralmente opuesto.
La turbina de alta presión 17 representada en la figura 15, la cual acciona el compresor de alta presión 19, es del tipo radial, provista de una rueda de la turbina la cual, para un giro a una velocidad relativamente alta, se realiza con un diámetro pequeño. Esto hace posible evitar aquellas clases de ranuras 39 en el cubo de la rueda de la turbina 40 las cuales normalmente se utilizan en las turbinas la técnica anterior de este tipo (el denominado "festoneado"). En la figura 15, estas ranuras 39 están representadas con líneas de trazos, simplemente a fin de ilustrar la técnica anterior. Como resultado de la eliminación de estas ranuras, la rueda de la turbina es capaz de funcionar más eficazmente con un rendimiento global más alto.
Las turbinas tienen carriles de guía de admisión aguas arriba de cada rueda para un flujo óptimo contra la rueda. La disposición que comprende una turbina del tipo radial de alta presión y del tipo axial de baja presión significa que las pérdidas de flujo entre las etapas de la turbina se pueden hacer mínimas por medio de un conducto intermedio corto. La turbina de alta presión ha sido provista de una admisión de doble espiral a fin de hacer un uso óptimo de la energía en los gases de escape del motor diesel. En variantes de la forma de realización, sin embargo, también se pueden utilizar admisiones convencionales provistas de admisiones simples, dobles o múltiples.
A fin de producir una presión adecuada para un motor diesel de una capacidad cúbica de 6 a 20 litros, aproximadamente una presión absoluta de 4-6 bar, cada compresor únicamente necesita tener un incremento de la presión de 2-2,5 veces la presión de admisión y por lo tanto se optimiza para relaciones de la presión más bajas que los compresores de una única etapa normales.
El sistema de turbocompresor el cual se ha descrito antes ventajosamente se puede aplicar a un motor diesel de cuatro tiempos con la funcionalidad denominada de Miller, lo cual significa que algo de la compresión efectiva es desplazada fuera del cilindro a los turbocompresores con la subsiguiente refrigeración en los refrigerantes de la carga de aire, por lo que la temperatura del volumen de aire se reduce, lo cual produce un proceso termodinámico más eficaz en el cilindro y emisiones de escape inferiores, por ejemplo óxidos de nitrógeno (NOx).
El sistema de turbocompresor también puede ser utilizado para motores con recirculación de gases de escape del tipo "recirculación de gases de escape de ruta larga", esto es, en los cuales los gases se pueden extraer después de la salida de la turbina de baja presión 21 y hacerlos recircular al lado de la admisión del motor antes de la admisión de compresor de baja presión.
A fin de reducir las emisiones del motor de combustión interna, el motor de combustión interna puede estar equipado con medios para la reducción catalítica de los gases de escape, posiblemente en combinación con la recirculación de los gases de escape (EGR). Un ejemplo de una técnica existente para una reducción catalítica selectiva de óxidos de nitrógeno se proporciona en el documento US 6063350, cuya descripción se incorpora dentro de la presente solicitud.
El motor de combustión interna adicionalmente puede estar equipado con un filtro de partículas para reducir las emisiones de hollín del motor de combustión interna. Un ejemplo de filtro de partículas que puede ser utilizado conjuntamente con un motor que utilice un mecanismo de control del motor según la presente invención se proporciona en el documento US 4902487, cuya descripción se incorpora dentro de la presente solicitud.
La invención no se debe considerar limitada a las formas de realización anteriormente establecidas en este documento sino que se puede modificar libremente dentro del ámbito de las siguientes reivindicaciones de la patente.

Claims (46)

1. Un procedimiento para controlar un motor de pistones del tipo diesel comprendiendo por lo menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto móvil en cada cilindro, pistón (53) el cual está conectado a un cigüeñal (54) y un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente dentro de dicha cámara de combustión, caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.
2. El procedimiento según la reivindicación 1 caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,10 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.
3. El procedimiento según la reivindicación 1 caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,095 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 12 bar.
4. El procedimiento según la reivindicación 1, 2 o 3 caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,095 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s.
5. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,09 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 18 bar.
6. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque dicha cámara de combustión es alimentada a través de un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión (22), un segundo turbo de alta presión (18) dispuesto aguas abajo de dicho turbo de baja presión y un refrigerador de la carga de aire (27) dispuesto entre dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18).
7. El procedimiento según la reivindicación 6 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 60%.
8. El procedimiento según la reivindicación 6 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 65%.
9. El procedimiento según la reivindicación 6 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 70%.
10. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones 6-9 caracterizado porque las válvulas de intercambio de gas (57, 58) equipadas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico del gas inferior al 85%.
11. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones 6-9 caracterizado porque las válvulas de intercambio de gas (57, 58) equipadas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico del gas que varía entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor.
12. El procedimiento según la reivindicación 1 caracterizado porque el mecanismo de control de las válvulas de intercambio de gas (57, 58) está configurado para proporcionar por lo menos una primera gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 15 bar, en el cual el rendimiento volumétrico del gas dentro de dicha primera gama es inferior al 70%.
13. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones 6-12 caracterizado porque el cierre de las válvulas de admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión varía dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.
14. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones 6-13 caracterizado porque las válvulas de admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión se cierran antes o después del tiempo de cierre que distribuye el máximo rendimiento volumétrico del gas para el motor de combustión interna.
\newpage
15. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire equivalente dentro de la gama 1,7-2,05 a una carga del motor dentro de la gama de una presión media efectiva al freno (BMEP) de 18-30 bar.
16. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque el suministro de combustible se inicia dentro de la gama de 0 a 10, preferiblemente entre 2,5 y 7,5 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto superior.
17. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque la presión máxima de inyección del dispositivo de inyección es superior a 1600 bar.
18. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque la relación entre la presión más elevada de abertura de la aguja (NOP - needle opening pressure) y la máxima presión de inyección (maxIP) es superior a 0,7, esto es, NOP/maxIP > 0,7.
19. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque los gases de escape de un proceso de la combustión en dicha cámara de combustión pasan a través de un conducto de escape por lo menos parcialmente aislado.
20. El procedimiento según cualquiera de las reivindicaciones anteriores caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP (presión media efectiva al freno).
21. El procedimiento según la reivindicación 20 caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP (presión media efectiva al freno).
22. El procedimiento según la reivindicación 21 anteriores caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP (presión media efectiva al freno).
23. Un motor de pistones del tipo diesel comprendiendo por lo menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto móvil en cada cilindro, pistón (53) el cual está conectado a un cigüeñal (54) y un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente dentro de dicha cámara de combustión, caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo de inyección específico inferior a 0,12 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.
24. El motor de pistones según la reivindicación 23 caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo de inyección específico inferior a 0,10 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 7 bar.
25. El motor de pistones según la reivindicación 23 caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo de inyección específico inferior a 0,095 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 12 bar.
26. El motor de pistones según la reivindicación 23 o 25 caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo de inyección específico inferior a 0,095 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s.
27. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-26 caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo de inyección específico inferior a 0,09 grados del ángulo del cigüeñal/(bar x m/s) dentro de una gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una carga en el motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 18 bar.
28. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-27 caracterizado porque dicha cámara de combustión es alimentada a través de un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión (22), un segundo turbo de alta presión (18) dispuesto aguas abajo de dicho turbo de baja presión (22) y un refrigerador de la carga de aire (27) dispuesto entre dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18).
29. El motor de pistones según la reivindicación 28 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 60%.
30. El motor de pistones según la reivindicación 28 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 65%.
31. El motor de pistones según la reivindicación 28 caracterizado porque dicho turbo de baja presión (22) y el turbo de alta presión (18) tienen cada uno de ellos un rendimiento máximo de la aplicación turbo superior al 70%.
32. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 28-31 caracterizado porque las válvulas de intercambio de gas (57, 58) equipadas en dicha cámara de combustión están diseñadas para ser controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico del gas inferior al 85%.
33. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 28-32 caracterizado porque las válvulas de intercambio de gas (57, 58) equipadas en dicha cámara de combustión están diseñadas para ser controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico del gas que varía entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor.
34. El motor de pistones según la reivindicación 33 caracterizado porque el mecanismo de control de las válvulas de intercambio de gas (57, 58) está configurado para proporcionar por lo menos una primera gama de funcionamiento del motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a una presión media efectiva al freno (BMEP) de 15 bar, en el cual el rendimiento volumétrico del gas dentro de dicha primera gama es inferior al 70%.
35. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 33-34 caracterizado porque el tiempo del cierre de las válvulas de admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión está diseñado variar dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.
36. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 28-35 caracterizado porque las válvulas de admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión están diseñadas para ser cerradas antes o después del tiempo de cierre que genera el máximo rendimiento volumétrico del gas para el motor de combustión interna.
37. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 28-36 caracterizado porque las válvulas de admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión están diseñadas para ser cerradas antes del punto muerto inferior.
38. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 28-37 caracterizado porque el cierre de las válvulas admisión (57) equipadas en dicha cámara de combustión varía dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.
39. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-38 caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire equivalente dentro de la gama 1,7-2,05 a una carga del motor dentro de la gama de una presión media efectiva al freno (BMEP) de 18-30 bar.
40. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-39 caracterizado porque dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para iniciar el suministro de combustible dentro de la gama de 0 a 10, preferiblemente entre 2,5 y 7,5 grados del ángulo del cigüeñal antes del punto muerto superior.
41. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-40 caracterizado porque el dispositivo de inyección (56) está diseñado para proporcionar una presión máxima de inyección superior a 1600 bar.
42. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-41 caracterizado porque el dispositivo de inyección (56) está diseñado para proporcionar una relación entre la presión de abertura de la aguja más elevada (NOP - needle opening pressure) y la máxima presión de inyección (maxIP) superior a 0,7, esto es, NOP/maxIP > 0,7.
43. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-42 caracterizado porque un conducto de escape por lo menos parcialmente aislado está conectado a un puerto de escape equipado en dicha cámara de combustión.
44. El motor de pistones según cualquiera de las reivindicaciones 23-43 caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP (presión media efectiva al freno).
45. El motor de pistones según la reivindicación 44 caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP (presión media efectiva al freno).
46. El motor de pistones según la reivindicación 44 caracterizado porque el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima en el cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP (presión media efectiva al freno).
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