MX2012012361A

MX2012012361A - Cilindro turboalimentado de compresion reducida para un motor de ciclo dividido.

Info

Publication number: MX2012012361A
Application number: MX2012012361A
Authority: MX
Inventors: David P Branyon; Salvatore C Scuderi; Kevin L Hoag
Original assignee: Scuderi Group Llc
Priority date: 2010-09-24
Filing date: 2011-09-22
Publication date: 2012-11-16
Also published as: TWI434993B; JP2013533424A; US20120073551A1; ZA201208068B; KR20130018889A; WO2012040431A1; AU2011305396A1; EP2619427A1; CL2012003150A1; CA2802522A1; RU2013109014A; US8807099B2; EP2619427A4; CN102959195A; KR101390770B1; TW201233889A

Abstract

Un motor de ciclo dividido incluye un extensor, el extensor que incluye un pistón de expansión recibido dentro de un cilindro de expansión. El compresor incluye un pistón de compresión recibido dentro de un cilindro de compresión. Un pasaje de cruce se interconecta con los cilindros de compresión y expansión. Un colector de admisión se conecta al cilindro de compresión. Un dispositivo de refuerzo que proporciona un nivel de presión de refuerzo de 1.7 bares absolutos o mayor se conecta al colector de admisión. Una válvula de admisión se dispone entre el colector de admisión y el cilindro de compresión. El cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor de 0.75 o mayor. Un volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación a un volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcione una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es 0.90 o mayor.

Description

CILINDRO TURBOALIMENTADO DE COMPRESIÓN REDUCIDA PARA UN MOTOR DE CICLO DIVIDIDO DESCRIPCIÓN DE LA INVENCIÓN La presente invención se refiere a motores de combustión interna. De manera más específica, la presente invención se refiere a un motor de ciclo dividido turboalimentado que divide cuatro carreras de un ciclo Otto convencional sobre dos cilindros en pares, un cilindro de admisión/compresión (compresor) y un cilindro de potencia/escape (extensor), conectados mediante una lumbrera de cruce, con cada una de las cuatro carreras que se completa en una revolución del cigüeñal .

Para propósitos de claridad, el término "motor convencional" como se utiliza en la presente solicitud se refiere a un motor de combustión interna en donde las cuatro carreras del bien conocido ciclo Otto (la admisión, compresión, expansión (o potencia) y carreras de escape) se contienen en cada combinación de pistón/cilindro del motor. Cada carrera requiere media revolución del cigüeñal (ángulo de cigüeñal de 180 grados (CA) ) , y dos revoluciones completas del cigüeñal (CA de 720 grados) se requieren para completar todo el ciclo Otto en cada cilindro de un motor convencional.

También para propósitos de claridad, la siguiente definición se ofrece para el término "motor de ciclo dividido" conforme pueda aplicarse a motores descritos en la técnica anterior y como se denomina en la presente solicitud. Un motor de ciclo dividido comprende: un cigüeñal giratorio alrededor del eje de cigüeñal ; un compresor que incluye un pistón de compresión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de compresión se mueve alternativamente a través de una carrera de admisión y una carrera de compresión durante una rotación simple del cigüeñal; un extensor que incluye un pistón de expansión (potencia) recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de expansión se mueve alternativamente a través de una carrera de expansión y una carrera de escape durante una rotación simple del cigüeñal; y un pasaje de cruce que interconecta los cilindros de compresión y expansión, el pasaje de cruce que incluye al menos una válvula (XovrE) expansión de cruce dispuesta en el mismo, pero de mayor preferencia que incluye una válvula (XovrE) de compresión de cruce y una válvula (XovrE) de expansión de cruce que define una cámara de presión entre las mismas .

La patente Estadounidense 6,543,225 otorgada el 8 de abril de 2003 a Carmelo J. Scuderi (la patente Scuderi) y la patente Estadounidense 6,952,923 otorgada el 11 de octubre de 2005 a David P. Branyon et al., (la patente Branyon) cada una contiene una discusión extensa de los motores de ciclo dividido y tipo similar. Además las patentes Scuderi y Branyon describen detalles de las versiones anteriores de motores de los cuales la presente invención comprende un desarrollo adicional. Tanto la patente Scuderi como la patente Branyon se incorporan en la presente para referencia en su totalidad.

Con referencia a la FIGURA 1, una modalidad ejemplar de la técnica anterior de un motor de ciclo dividido del tipo similar a aquellos descritos en las patentes Branyon y Scuderi se muestra generalmente por el número 10. El motor 10 de ciclo dividido reemplaza dos cilindros adyacentes de un motor convencional con una combinación de un cilindro 12 de compresión y un cilindro 14 de expansión. Una cabeza 33 del cilindro típicamente se dispone sobre un extremo abierto de los cilindros 12, 14 de expansión y compresión para cubrir y sellar los cilindros.

Las cuatro carreras del ciclo Otto se "dividen" en los dos cilindros 12 y 14 de modo que el cilindro 12 de compresión, junto con su pistón 20 de compresión asociado, realiza las carreras de admisión y compresión (el cilindro 12 de compresión y el pistón 20 se denominan colectivamente como el compresor (12, 20)), y el cilindro 14 de expansión, junto con su pistón 30 de expansión asociado, realiza las carreras de expansión y escape (el cilindro 14 de expansión y el pistón 30 se denominan colectivamente como el extensor (14, 30)). El ciclo Otto por lo tanto se completa en estos dos cilindros 12, 14 una vez por cada revolución 16 de cigüeñal (CA de 360 grados) alrededor del eje 17 de cigüeñal.

Durante la carrera de admisión, el aire de admisión se extrae en el cilindro 12 de compresión a través de un colector (lumbrera) 19 de admisión dispuesto en la cabeza 33 del cilindro. Una válvula 18 de admisión de husillo que abre hacia adentro (que abre hacia adentro en el cilindro y hacia el pistón) controla la comunicación fluida entre el colector 19 de admisión y el cilindro 12 de compresión. El aire de admisión se encuentra aproximadamente en la presión atmosférica en el colector de admisión.

Durante la carrera de compresión, el pistón 20 de compresión presuriza la carga de aire y, por la abertura de XovrC, dirige la carga de aire en el pasaje 22 de cruce (o lumbrera) , la cual se dispone típicamente en la cabeza 33 del cilindro. Esto significa que el cilindro 12 de compresión y el pistón 20 de compresión son una fuente de gas de alta presión para el pasaje 22 de cruce, el cual actúa como el pasaje de admisión para el cilindro 14 de expansión. En algunas modalidades, dos o más pasajes 22 de cruce se interconectan con el cilindro 12 de compresión y el cilindro 14 de expansión.

La relación de compresión (o geométrica) volumétrica del cilindro 12 de compresión del motor 10 de ciclo dividido (y para los motores de ciclo dividido en general) se denominan en la presente como la "relación de compresión" del motor de ciclo dividido. La relación de compresión (o geométrica) volumétrica del cilindro 14 de expansión del motor 10 de ciclo dividido (y para los motores de ciclo dividido en general) se denomina en la presente como la "relación de expansión" del motor de ciclo dividido. La relación de compresión de un cilindro es bien conocida en la técnica como la relación del volumen encerrado (o atrapado) en el cilindro (incluyendo todos los rebajos) cuando un pistón que se mueve alternativamente en el mismo se encuentra en su posición de (BDC) centro muerto inferior para el volumen encerrado (es decir, volumen de huelgo) en el cilindro cuando el pistón se encuentra en su posición de (TDC) centro muerto superior. Específicamente, para motores de ciclo dividido como se define en la presente, el volumen del o los pasajes de cruce no se incluye en la determinación de la relación de compresión de un cilindro de compresión. También, específicamente para los motores de ciclo dividido como se define en la presente el volumen del o los pasajes de cruce no se incluye en la determinación de la relación de expansión de un cilindro de expansión.

Debido a relaciones muy altas de compresión (por ejemplo, 20 a l, 30 a 1, 40 a 1, o mayor), una válvula 24 (XovrC) de compresión de cruce de husillo de abertura hacia fuera (abertura hacia el exterior lejos del cilindro y pistón) en la entrada 25 de pasaje de cruce se utiliza para controlar el flujo del cilindro 12 de compresión en el pasaje 22 de cruce. Debido a relaciones muy altas de expansión (por ejemplo, 20 a l, 30 a 1, 40 a 1, o mayor), una válvula 26 (XovrE) de expansión de cruce de husillo de abertura hacia fuera en la salida 27 del pasaje 22 de cruce controla el flujo del pasaje 22 de cruce en el cilindro 14 de expansión. Las tasas de activación y la colocación en fase de las válvulas 24, XovrC y XovrE se sincronizan para mantener la presión en el pasaje 22 de cruce en una presión mínima elevada (típicamente 20 bares absolutos o mayor, por ejemplo, 40 a 50 bar, durante toda la operación de carga) durante las cuatro carreras del ciclo Otto.

Al menos un inyector 28 de combustible inyecta combustible al aire presurizado en el extremo de salida del pasaje 22 de cruce en correspondencia con la válvula 26 de XovrE abierta, lo cual se presenta poco después de que el pistón 30 de expansión alcanza su posición de centro muerto superior. En este punto, la relación de presión de La presión en el pasaje 22 de cruce con la presión en el cilindro 14 de expansión es alta, debido al hecho de que la presión mínima en el pasaje de cruce típicamente es de 20 bares absolutos o mayor en la carga completa del motor y la presión en el cilindro de expansión durante la carrera de escape típicamente es alrededor de uno a dos bares absolutos . En otras palabras, cuando la válvula 26 de XovrE se abre, la presión en el pasaje 22 de cruce es sustancialmente mayor que la presión en el cilindro 14 de expansión (típicamente en el orden de 20 a 1 o mayor en la carga completo del motor) . Esta relación de alta presión provoca que el flujo inicial de la carga de aire y/o combustible fluya en el cilindro 14 de expansión a velocidades elevadas . Estas velocidades elevadas de flujo pueden alcanzar la velocidad del sonido, lo cual se denomina como flujo sónico. La carga de aire/combustible usualmente ingresa en el cilindro 14 de expansión poco después de que el pistón 30 de expansión alcanza su posición de centro muerto superior (TDC) , aunque puede comenzar a entrar un poco antes de la TDC bajo algunas condiciones de operación. Conforme el pistón 30 comienza su descenso desde su posición de centro muerto superior, y mientras la válvula 26 de XovrE aún se encuentra abierta, la bujía 32, la cual incluye una punta 39 de bujía que se proyecta en el cilindro 14, se enciende para iniciar la combustión en la región alrededor de la punta 39 de bujía. La combustión puede iniciarse mientras el pistón de expansión se encuentra entre el CA de 1 y 30 grados más allá de su posición (TDC) de centro muerto superior. De mayor preferencia, la combustión puede iniciarse mientras el pistón de expansión se encuentra entre el CA de 5 y 25 grados más allá de su posición (TDC) de centro muerto superior. De mayor preferencia, la combustión puede iniciarse mientras el pistón de expansión se encuentra entre el CA 10 y 20 grados más allá de su posición (TDC) de centro muerto superior. Adicionalmente, la combustión puede iniciarse a través de otros dispositivos de ignición y/o métodos, tales como bujías de precalentamiento, dispositivos de ignición por microondas o a través de métodos de ignición de compresión. El flujo sónico de la carga de aire/combustible particularmente es ventajoso para el motor 10 de ciclo dividido ya que provoca un evento de combustión rápida, el cual permite que el motor 10 de ciclo dividido mantenga presiones de alta combustión aunque la ignición se inicie mientras que el pistón 30 de expansión desciende de su posición de centro muerto superior.

La válvula 26 de XovrE se cierra después de que la combustión se inicia pero antes de que el evento de combustión resultante pueda entrar al pasaje 22 de cruce. El evento de combustión dirige el pistón 30 de expansión hacia abajo en una carrera de potencia.

Durante la carrera de escape, los gases de escape se bombean fuera del cilindro 14 de expansión a través de la lumbrera 35 de escape dispuesta en la cabeza 33 del cilindro.

Una válvula 34 de escape de asiento que abre hacia adentro, dispuesta en la entrada 31 de la lumbrera 35 de escape, controla la comunicación fluida entre el cilindro 14 de expansión y la lumbrera 35 de escape.

Típicamente, en un motor de ciclo dividido naturalmente aspirado tal como aquel mostrado en la FIGURA 1, el volumen de desplazamiento (Vd) del cilindro de compresión requerido para admitir una carga determinada (o masa) de aire es mayor que el volumen de desplazamiento requerido de un cilindro de un motor convencional para la misma carga de aire. El cilindro de compresión de un motor de ciclo dividido naturalmente aspirado debe ser mayor ya que durante la operación del motor siempre existe una masa de de aire comprimido atrapado presente en el cilindro de compresión en el extremo de la carrera de compresión. Por lo tanto, durante la carrera de admisión posterior inmediatamente después de la carrera de compresión, el aire de admisión no puede extraerse en el cilindro de compresión hasta que el pistón de compresión baja lo suficiente desde el centro muerto superior, de modo que la presión de la masa de aire atrapado es igual a la presión atmosférica. De este modo, parte del volumen barrido por el cilindro de compresión durante la carrera de admisión no se utiliza para la admisión de aire. Por lo tanto, el cilindro de compresión debe hacerse más grande de modo que tenga volumen suficiente para extraer una cantidad necesaria de aire de admisión durante el resto de la carrera de admisión. Este incremento en el volumen desplazado disminuye la densidad de potencia de un motor típico de ciclo dividido naturalmente activado, la densidad de potencia (o potencia específica) que se define como la potencia de freno por desplazamiento del motor, usualmente expresado como kilowatts/litro caballos de potencia/litro.

También se conocen en la técnica los motores de combustión interna para operar un motor convencional utilizando el ciclo Miller. La eficiencia de un motor de combustión interna se incrementa si el gas se expande más durante la carrera de expansión que se comprime durante la carrera de compresión. En el ciclo Miller de un motor convencional, éste típicamente se logra mediante el cierre de válvula de entrada (IVC) temprano o tardío, la cual disminuye la relación de compresión efectiva en relación a la relación de expansión. Por ejemplo, si la válvula de entrada de un motor convencional se cierra después (es decir, durante la carrera de compresión que sigue a la carrera de admisión) , una porción del aire de admisión que se extrajo en el cilindro durante la carrera de admisión se empuja hacia fuera del cilindro a través de la lumbrera de admisión. La válvula de admisión puede mantenerse abierta durante aproximadamente el primer 20 por ciento de la carrera de compresión. Por lo tanto, la compresión actual solamente se presenta en aproximadamente el 80 por ciento de la carrera de compresión.

Con referencia a la FIGURA 2A, una modalidad ejemplar de un diagrama de presión vs . volumen (PV) de un motor naturalmente aspirado utilizando el IVC posterior para efectuar la operación de ciclo Miller se muestra. Aunque esta modalidad describe un motor naturalmente aspirado, se sabe que los mismos principios aplican también para los motores turboalimentados .

Como se muestra en la FIGURA 2A, durante la carrera de admisión del pistón desde el TDC hasta el BDC, la presión del cilindro fluye a una línea de presión constante desde el punto 6 hasta el punto 1 y finalmente hasta el punto 5. Durante la porción inicial de la carrera de compresión posterior, mientras la válvula de admisión se deja abierta la presión del cilindro retrasa la línea de presión desde el punto 5 de vuelta al punto 1. Después, en el punto 1 la válvula de admisión se cierra y la presión del cilindro incrementa desde el punto 1 hasta el punto 2 durante el resto de la carrera de compresión. El volumen barrido por el pistón a lo largo de la trayectoria 1-5 se cancela por el volumen barrido a lo largo de la trayectoria 5-1, y la relación de compresión efectiva es el volumen en el punto 1 dividido por el volumen en el punto 2 en lugar del volumen en el punto 5 dividido por el volumen en el punto 2 para el ciclo Otto.

Con referencia a la FIGURA 2B, el mismo efecto puede lograrse en el ciclo Miller mediante el cierre de válvula de entrada temprano. En este caso, la presión permanece constante durante la carrera de admisión desde el punto 6 hasta el punto 1. Después en el punto 1 la válvula de admisión se cierra, y la presión en el cilindro disminuye desde el punto 1 hasta el punto 7. Durante la carrera de compresión posterior, la presión incrementa desde el punto 7 hasta el punto 1, cancelando la trayectoria previamente trazada, y continúa hasta el punto 2 durante el resto de la carrera de compresión. El resultado neto es el mismo que el cierre de la válvula de admisión posterior. Es decir, se utiliza efectivamente una menor parte de toda la carrera de pistón para compresión, disminuyendo así la relación de compresión efectiva para la eficiencia incrementada mientras también se disminuye la masa de aire de carga por ciclo.

El incremento en eficiencia del ciclo Miller (típicamente de 10 a 15 por ciento mayor que el ciclo Otto) se compensa negativamente por una disminución en la presión efectiva media indicada (IMEP) y densidad de potencia que es un resultado de una pérdida de aire de carga ya que solamente parte del total de volumen desplazado en el cilindro se llena con aire de carga (es decir, se sacrifica el volumen de desplazamiento) . Por consiguiente, para lograr la misma cantidad de potencia como un motor de ciclo Otto, un motor de ciclo Miller típicamente debe hacerse más grande, o reforzado, o reforzado de manera más agresiva.

Adicionalmente, se presenta el IVC tardío o temprano, entre más rápido sea el viaje del pistón y, por lo tanto más rápido se hará fluir el aire sobre la válvula de admisión cuando cierre. Esto da lugar a pérdidas de bombeo significativas, lo que reduce considerablemente la eficiencia del motor (es decir, consumo específico de combustible del freno (BSFC) ) de los motores de ciclo Miller convencionales.

El motor Scuderi es un diseño de ciclo dividido que divide las cuatro carreras de un ciclo Otto convencional sobre (en su configuración más simple) un par del compresor y extensor. El compresor incluye al menos un cilindro de compresión y un pistón de compresión asociado, los cuales se mueven alternativamente a través de las carreras de admisión y compresión. El extensor incluye al menos un cilindro de expansión y un pistón de expansión asociado, los cuales se mueven alternativamente a través de las carreras de expansión (o potencia) y escape. El extensor y el compresor se conectan mediante un pasaje de cruce.

La operación de ciclo Miller de cualquier motor de combustión interna recíproco (RICE) , ya que el RICE sea de ciclo dividido o convencional, necesita del motor para configurarse de modo que el gas se expande más durante la carrera de expansión que se comprime durante la carrera de compresión. Por consiguiente, el gas se sobre-extenderá durante la carrera de expansión, resultando en un incremento de eficiencia (es decir, una disminución en el consumo especifico de combustible del freno (BSFC)). En un RICE convencional, la operación Miller típicamente se logra a través de un cierre de válvula de admisión temprana o tardía (IVC). Sin embargo, en un motor de ciclo dividido, la operación de ciclo Miller puede alcanzarse al reducir físicamente el desplazamiento del compresor en relación al desplazamiento del extensor.

Una configuración de ciclo Miller del motor de ciclo dividido se construyó con un colector de admisión turboalimentado conectado a compresores del motor del motor de ciclo dividido reducido en relación al extensor del motor de ciclo dividido, y se ha modelado en un software de simulación de ciclo de 1 dimensión. Diversas interacciones positivas se encontraron entre el motor de ciclo dividido y los principios de operación de ciclo Miller. Principalmente: 1. Disminuir la relación de compresión con el extensor para alcanzar la operación Miller en un motor de ciclo dividido no gasta parte del desplazamiento del compresor para lograr la compresión reducida. Por el contrario, para configurar un RICE convencional para la operación Miller en la carga total, sus cilindros deben dimensionarse para el desplazamiento total de su carrera de expansión y parte de ese desplazamiento debe desperdiciarse de manera necesaria para incorporar el IVC temprano o tardío durante la carrera de compresión. La reducción del desplazamiento del compresor en el motor de ciclo dividido proporciona presión efectiva promedio del freno mayor (BMEP) en comparación con el RICE convencional con la operación de ciclo Miller. 2. La reducción del desplazamiento del compresor permite la operación de ciclo Miller mientras aún permanece cerrada la válvula de admisión en o cerca de la condición óptima de masa atrapada (es decir, eficiencia volumétrica óptima) . Esto da como resultado un trabajo reducido de bombeo en comparación con el ciclo Miller aplicado a un RICE convencional, debido a la prevención del cierre de la válvula de admisión durante un periodo de alta velocidad de pistón (y por lo tanto de aire) . 3. Ya sea que el RICE sea de ciclo dividido o convencional, la magnitud del factor Miller (es decir, la relación de expansión de gas durante la carrera de expansión a la compresión de gas durante la carrera de compresión) determina el nivel de carga de trabajo de compresión que se desplaza desde el compresor del motor de ciclo dividido hasta el compresor turboalimentado . Ya que el compresor turbo se impulsa por los gases de escape mediante la turbina, se comprime a "costos" menores en términos de energía de cigüeñal, proporcionado por un incremento neto en el trabajo entregado al cigüeñal. Con el post-enfriamiento, esto también permite un enfriamiento posterior en todo el proceso de compresión, resultando en un menor grado de temperatura de compresión para la misma presión. El aspecto de supresión de golpeteo del menor grado de temperatura de compresión permite incrementar las presiones de compresión en factores Miller más agresivos, resultando en un flujo total de aire y combustible mayor, y por lo tanto potencia. La capacidad del ciclo dividido anteriormente mencionado para utilizar una operación de factor Miller más agresiva que los RICE convencionales permite que el motor de ciclo dividido tenga mayor ventaja de estas características que el ciclo Miller. 4. Para un nivel de refuerzo determinado, dentro de las limitaciones de operación utilizadas por el motor (es decir, fracción de golpeteo, presión pico del cilindro del extensor, o similares, el motor de ciclo dividido es más eficiente cuando la Eficiencia volumétrica del compresor y extensor se encuentran en o cerca de lo óptimo. Típicamente, la Eficiencia volumétrica del compresor se mide en relación a las condiciones del colector de admisión y deben ser al menos de 0.75, de mayor preferencia al menos 0.8, incluso de mayor preferencia al menos 0.85, y de mayor preferencia al menos 0.9. Típicamente, la Eficiencia volumétrica del extensor se mide en relación a las condiciones de ambiente y deben ser al menos de 0.90, de mayor preferencia al menos 1.0, incluso de mayor preferencia al menos 1.1, y de mayor preferencia al menos 1.2.

De manera más particular, en una modalidad ejemplar de la invención un motor de ciclo dividido incluye un cigüeñal giratorio alrededor de un eje de cigüeñal y un extensor que tiene un volumen de desplazamiento del extensor. El extensor incluye un pistón de expansión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente a un cigüeñal de modo que el pistón de expansión se mueve alternativamente a través de una carrera de expansión y una carrera de escape durante una rotación simple del cigüeñal. El motor de ciclo dividido también incluye un compresor que tiene un volumen de desplazamiento del compresor que es de 90 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor. El compresor incluye un pistón de compresión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de compresión y operativamente conectado al cigüeñal, de modo que el pistón de compresión se mueve alternativamente a través de una carrera de de admisión y una carrera de compresión durante una rotación simple del cigüeñal. Un pasaje de cruce se interconecta con el cilindro de compresión y el cilindro de expansión. El pasaje de cruce incluye al menos una válvula de expansión de cruce dispuesta en el mismo. Un colector de admisión se conecta con el cilindro de compresión. Un dispositivo de refuerzo se conecta con el colector de admisión y puede operarse para proporcionar 1.7 bares absolutos o un nivel de presión de refuerzo mayor para el colector de admisión. Una válvula de admisión se dispone entre el colector de admisión y el cilindro de compresión y puede operarse para controlar la comunicación fluida entre los mismos. La válvula de admisión tiene un evento de cierre de válvula de admisión el cual se sincroniza para proporcionar una Eficiencia volumétrica del cilindro de compresión en relación con las condiciones del colector de admisión de 0.75 o mayor. El volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporciona una Eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que son de 0.90 o mayor.

El dispositivo de operación de refuerzo puede ser un turboalimentador . El compresor puede incluir una pluralidad de cilindros de compresión, y el extensor puede incluir una pluralidad de cilindros de expansión. El motor de ciclo dividido también puede incluir una válvula de compresión de cruce dispuesta en el pasaje de cruce, en donde la válvula de compresión de cruce y la válvula de expansión de cruce forman una cámara de presión entre las mismas.

El volumen de desplazamiento del compresor puede ser de 80 por ciento o menos, 75 por ciento o menos, o incluso 70 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor. El dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar niveles de presión de refuerzo de 2.0 bares absolutos o mayor, 2.3 bares absolutos o mayor, o incluso 2.5 bares absolutos o mayor. La Eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del de admisión puede ser de 0.80 o mayor, 0.85 o mayor, o incluso 0.90 o mayor, mientras que la Eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales puede ser de 1.0 o mayor, 1.1 o mayor, o incluso 1.2 o mayor.

También se describe un método para operar un motor de ciclo dividido. El motor de ciclo dividido incluye un cigüeñal giratorio alrededor de un eje de cigüeñal y un extensor que tiene un volumen de desplazamiento del extensor. El extensor incluye un pistón de expansión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de expansión se mueve alternativamente a través de una carrera de expansión y una carrera de escape durante la rotación simple del cigüeñal. El motor de ciclo dividido también incluye un compresor que tiene un volumen de desplazamiento del compresor. El compresor incluye un pistón de compresión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de compresión se mueve alternativamente a través de una carrera de admisión y una carrera de compresión durante una rotación simple del cigüeñal. Un pasaje de cruce se interconecta con el cilindro de compresión y el cilindro de expansión. El pasaje de cruce incluye al menos una válvula de expansión de cruce dispuesta en el mismo. Un colector de admisión se conecta con el cilindro de compresión. Un dispositivo de refuerzo se conecta con el colector de admisión y puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo para el colector de admisión. Se dispone una válvula de admisión entre el colector de admisión y el cilindro de compresión, y puede operarse para controlar la comunicación fluida entre los mismos. El método de acuerdo con la presente invención incluye las etapas siguientes : dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor para ser 90 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor; entregar 1.7 bares o nivel de presión de refuerzo mayor al colector de admisión desde el dispositivo de refuerzo; sincronizar el cierre de la válvula de admisión de modo que una Eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión sea de 0.75 o mayor; y dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionen una Eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales de 0.90 o mayor. Éstas y otras características y ventajas de la invención se entenderán de manera más completa a partir de la siguiente descripción detallada de la invención tomada junto con los dibujos anexos.

BREVE DESCRIPCIÓN DE LOS DIBUJOS En los dibujos : La FIGURA 1 es una vista en corte transversal de un motor de ciclo dividido de la técnica anterior; la FIGURA 2 es una ilustración gráfica de un diagrama de presión vs . volumen de la técnica anterior para un ciclo Miller del motor convencional implementado con un cierre de válvula de admisión temprano y tardío; la FIGURA 3 es una vista en corte transversal de una modalidad ejemplar de un motor de ciclo dividido turboalimentado de acuerdo con la presente invención; la FIGURA 4 es una vista superior en corte transversal del motor de ciclo dividido tomado a lo largo de la línea 3-3 de la FIGURA 2 con los inyectores de combustible superpuestos ; la FIGURA 5 es una ilustración gráfica del consumo específico de combustible del freno (BSFC) , presión efectiva promedio del freno (BMEP) y eficiencia volumétrica (Vol_Eff) como una función de longitud de carrera del compresor en un refuerzo fijado de 1.7 bares absolutos; la FIGURA 6 es una ilustración gráfica de la Eficiencia volumétrica del compresor y el extensor de un motor de ciclo dividido como una función de longitud de carrera del compresor en los niveles de refuerzo de 1.7 bares absolutos, 2.0 bares absolutos, y 2.3 bares absolutos, en una carga total del motor y una velocidad del motor de 4000 rpm; la FIGURA 7 es una ilustración gráfica de una comparación de temperatura y presión para compresión de pistón versus temperatura y presión para la compresión turbo seguida por la compresión de pistón; la FIGURA 8 es una ilustración gráfica de las suposiciones generales de eficiencia del turboalimentador como una función de nivel de refuerzo para turboalimentadores de alta y baja eficiencia en velocidades del motor de 1400 rpm (baja velocidad) y 4000 rpm (alta velocidad) ; la FIGURA 9 es una ilustración gráfica de la presión efectiva promedio del freno (BMEP) y consumo específico de combustible del freno (BSFC) como una función de nivel de refuerzo (y longitud de carrera del compresor correspondiente) para el turboalimentador de baja eficiencia y el turboalimentador de alta eficiencia de la FIGURA 8 en la velocidad del motor de 1400 rpm; la FIGURA 10 es una ilustración gráfica de la presión efectiva promedio del freno (BMEP) y el consumo específico de combustible del freno (BSFC) como una función de nivel de refuerzo (y longitud de carrera del compresor correspondiente) para el turboalimentador de baja eficiencia y el turboalimentador de alta eficiencia de la FIGURA 8 en una velocidad del motor de 4000 rpm; y la FIGURA 11 es una ilustración gráfica de la presión efectiva promedio del freno (BMEP) , presión pico del cilindro de compresión, y presión pico del cilindro de expansión como una función de la velocidad del motor en un refuerzo de menos de 3 bares absolutos y una carga total del motor .

El siguiente glosario de definiciones de acrónimos y términos utilizados en la presente se proporciona para referencia y claridad.

Bar : Unidad de presión, 1 bar = 105 N/m2.

Bar-abs (Bares-absolutos): Presión denominada para un vacío absoluto, es decir, presión atmosférica estándar igual a 1.013 bares absolutos.

BMEP : Presión efectiva promedio del freno. El término "Freno" se refiere a la salida que se distribuye en el cigüeñal (o árbol de salida) , después de que se justifican las pérdidas por fricción y parásitas (FMEP) . La presión efectiva promedio del freno (BMEP) es la salida de torsión de freno del motor expresada en términos de una válvula de presión efectiva promedio (MEP) . BMEP es proporcional a la torsión del freno dividida por el desplazamiento del motor. Esto es el parámetro de rendimiento tomado después de las pérdidas debido a la fricción. Por consiguiente, BMEP=IMEP-FMEP. La fricción, en este caso usualmente también se expresa en términos de una válvula de MEP conocida como Presión efectiva promedio por Fricción (o FMEP) . En esta definición, un valor típico de fricción (pérdida) puede ser un valor positivo de FMEP; en otras palabras, una FMEP positiva puede ser una reducción neta del trabajo proporcionado al cigüeñal.

Refuerzo o Nivel de Presión de Refuerzo: la presión de colector de admisión de un dispositivo de refuerzo, tal como un turboalimentador, en bar-absoluto.

Consumo específico de combustible del freno (BSFC) : Una medición de eficiencia de combustible dentro de un motor de movimiento alternativo. Es la tasa de consumo de combustible dividida por la potencia de freno producida, y típicamente se expresa en unidades de gramos por kilowatt-hora (g/ (kw-h) ) . La BSFC también puede pensarse como un consumo de combustible de potencia específica.

Compresor de un motor de ciclo dividido: El número total de cilindros de compresión y pistones asociados que proporcionan aire comprimido a al menos un cilindro de expansión común durante una carrera de compresión para un ciclo de operación de un motor de ciclo dividido. Típicamente, un compresor de un motor de ciclo dividido incluye un cilindro de compresión simple y su pistón de compresión asociado. Sin embargo, es posible para un compresor incluir una pluralidad de cilindros de compresión y pistones .

Volumen de desplazamiento del compresor de un motor de ciclo dividido: El total de volumen de desplazamiento (Vd) combinado para cada cilindro de compresión de un compresor.

Volumen de desplazamiento de un cilindro (Vd) , convencional o de ciclo dividido: El volumen desplazado para un pistón dentro de un cilindro de un motor conforme el pistón viaja desde su posición de centro muerto inferior a su posición de centro muerto superior.

Relación de compresión efectiva de un motor convencional : La relación del volumen dentro de un cilindro de un motor convencional cuando el pistón del cilindro se encuentra en su posición cerrada de válvula de admisión para el volumen dentro del cilindro cuando el pistón del cilindro se encuentra en su posición de centro muerto superior.

Extensor de un motor de ciclo dividido: El número total de cilindros de expansión y pistones asociados que reciben aire comprimido desde al menos un cilindro de compresión común durante una carrera de expansión para un ciclo de operación de un motor de ciclo dividido. Típicamente un extensor de un motor de ciclo dividido incluye un cilindro de expansión simple y su pistón de expansión asociado. Sin embargo, es posible para un extensor incluir una pluralidad de cilindros de expansión y pistones.

Volumen de desplazamiento del extensor de un motor de ciclo dividido: El volumen total de desplazamiento (Vd) combinado de cada cilindro de expansión de un extensor, FMEP : Presión efectiva promedio por fricción. Presión efectiva promedio teórica requerida para superar la fricción del motor más las pérdidas parásitas. Puede pensarse como una pérdida de presión efectiva promedio debido a la fricción. El convenio de signos para esta discusión es que la pérdida de fricción es un valor de FMEP positivo.

Carga Completa del motor (100%) : La torsión máxima que un motor puede producir en una velocidad determinada.

Relación de compresión geométrica de un motor convencional : La relación del volumen dentro de un cilindro de un motor convencional cuando el pistón del cilindro se encuentra en su posición de centro muerto inferior para el volumen dentro de un cilindro cuando el pistón del cilindro se encuentra en su posición de centro muerto superior.

Relación de expansión geométrica de un motor convencional : Para un motor convencional, en donde las carreras de compresión y expansión se contienen en un mismo cilindro, la relación de compresión y la relación de expansión son idénticas.

Indicado: Se refiere al resultado conforme se distribuye a la parte superior del pistón, antes de tomar en cuenta las pérdidas de fricción.

Presión efectiva promedio Indicada (IMEP) : Presión efectiva promedio calculada a partir de la presión dentro del cilindro. La IMEP es la integración del área dentro de la curva de P-V, la cual también es proporcional a la torsión del motor indicada dividida por el volumen de desplazamiento. De hecho, la torsión indicada y los valores de potencia se derivan de este parámetro.

IVC : Cierre de válvula de admisión o evento de cierre de válvula de admisión. El tiempo de cierre de la válvula de admisión en relación al centro muerto inferior (BDC) del pistón de compresión. El cierre de la válvula de admisión temprano es el cierre de la válvula de admisión antes del BDC y el cierre de válvula de admisión posterior es el cierre de la válvula de admisión después del BDC.

Golpeteo : La tendencia de una mezcla de aire/combustible para auto-ignición durante la compresión.

Fracción de Golpeteo (también denominado comúnmente como índice de Golpeteo o Margen de Golpeteo o Número de Golpeteo) : Un parámetro previsto el cual proporciona una indicación relativa de la tendencia de una mezcla de aire/combustible particular para alcanzar una auto-ignición durante la compresión. La auto-ignición usualmente se denota mediante una fracción de valor de golpeteo de 1 mientras usualmente no se denota una tendencia de auto-ignición mediante una fracción de golpeteo de cero. Por ejemplo, una fracción de golpeteo de 0.8 indica que las condiciones físicas y químicas de condición previa durante la auto-ignición han alcanzado 80% del valor requerido para generar la auto-ignición. mm: Milímetro.

Pérdidas Parásitas: Pérdidas de energía efectuadas por un motor para operar accesorios y dispositivos auxiliares. Esto incluye energía para impulsar elementos tales como bombas y dispositivos de generación de electricidad. La salida de freno de un motor se reduce por estas pérdidas.

Densidad de Potencia (o Potencia Específica) : La potencia de freno (potencia generada en el cigüeñal) por el desplazamiento del motor, usualmente expresado como kilowatts/litros o caballos de potencia/ litros .

RICE : Motor de combustión interna de movimiento alternativo. Cualquier motor que tiene pistones de movimiento alternativo y un proceso de combustión interna. Puede ser un motor convencional o un motor de ciclo dividido.

RPM: Revoluciones por minuto.

Volumen de Desplazamiento del Motor de Ciclo Dividido : La suma de los volúmenes de desplazamiento del compresor y extensor del motor de ciclo dividido.

Turbo : Turboalimentador .

Eficiencia volumétrica de un cilindro, convencional o de ciclo dividido: Abreviado Vol_Eff. La relación de la masa real de aire atrapado en el cilindro durante la porción cerrada del ciclo, en comparación con la masa teórica de aire que puede atraparse en el volumen desplazado del cilindro si se llenara con aire de la misma presión y temperatura como la ubicación de referencia. La ubicación de referencia típicamente es una condición ambiental (es decir, el aire en temperatura atmosférica y presión) o condiciones del colector de admisión (aire en presión de temperatura y presión de colector de admisión) . La eficiencia volumétrica puede definirse por la ecuación siguiente: Vol_Eff = ma/ (da*Vd) , en donde ma es la masa del aire atrapado en el cilindro por ciclo, da es la densidad de aire en el estado de referencia, y Vd es el volumen de desplazamiento de cilindro como se define en la presente.

Eficiencia volumétrica de un compresor de un motor de ciclo dividido: La relación de la masa real del aire atrapado en el compresor durante la porción cerrada del ciclo, se compara con la masa teórica de aire que puede atraparse en el volumen de desplazamiento del compresor si se llenara con aire de la misma presión y temperatura como la ubicación de referencia.

Eficiencia volumétrica de un extensor de un motor de ciclo dividido: La relación de la masa real del aire atrapado en el extensor durante la porción cerrada del ciclo, se compara con la masa teórica de aire que puede atraparse en el volumen desplazado del extensor si se llenara con el aire de la misma presión y temperatura como la ubicación de referencia .

Xover (Xoyr) : De cruce.

Con referencia ahora a las FIGURAS 3 y 4 de los dibujos en detalle, el número 50 generalmente indica una modalidad ejemplar de un motor de ciclo dividido de acuerdo con la presente invención. El motor 50 incluye un cigüeñal 52 giratorio alrededor de un eje 54 de cigüeñal en una dirección a las manecillas del reloj como se muestra en los dibujos. El cigüeñal 52 incluye codos de cigüeñal 56, 58 de guia y seguimiento angularmente desplazados adyacentes, conectados a las bielas 60, 62, respectivamente.

El motor 50 además incluye un bloque 64 de cilindro que define un par de cilindros adyacentes, en particular un cilindro 66 de compresión y un cilindro 68 de expansión cerrados mediante una cabeza 70 de cilindro en un extremo de los cilindros opuestos al cigüeñal 52.

Un pistón 72 de compresión se recibe en el cilindro 66 de compresión (que define asi un compresor (66, 72)) y se conecta a la biela 62 para reciprocidad del pistón entre las posiciones del centro muerto superior (TDC) y el centro muerto inferior (BDC) . Un pistón de expansión 74 se recibe en el cilindro 68 de expansión (definiendo así un extensor (68, 74)) y se conecta a la biela 60 para una reciprocidad similar de TDC/BDC. En esta modalidad, el pistón 74 de expansión dirige al pistón 72 de compresión por un ángulo de cigüeñal de 20 grados. En otras palabras, el pistón 72 de compresión alcanza su posición de TDC de 20 grados de la rotación del cigüeñal después de que el pistón 74 de expansión alcanza su posición de TDC.

Mientras que la modalidad mostrada en los dibujos ilustra un compresor que incluye solamente un cilindro de compresión conectado mediante un pasaje de cruce a un extensor que incluye solamente un cilindro de expansión, debe entenderse que el compresor puede incluir más de un cilindro de compresión asociado con y conectado al extensor, y/o el extensor puede incluir más de un cilindro de expansión asociado con y conectado al compresor. Sin embargo, para propósitos de simplicidad, la siguiente descripción se refiere a un compresor que tiene un cilindro de compresión simple en par con un extensor que tiene un cilindro de expansión simple.

Como se explica en más detalle a continuación, el volumen de desplazamiento (Vd) del compresor es significativamente menor que el volumen de desplazamiento (Vd) del extensor. De manera más específica, el desplazamiento del compresor puede ser de 90 por ciento, 80 por ciento, 75 por ciento, 70 por ciento o menos que el desplazamiento del extensor. Por consiguiente, el gas se expande más en la carrera de expansión que se comprime en la carrera de compresión para habilitar la operación de ciclo Miller .

La cabeza 70 de cilindro proporciona la estructura para el flujo de gas dentro, fuera y entre los cilindros 66, 68. Para el flujo de gas, la cabeza de cilindro incluye un colector de admisión (o lumbrera de admisión) 76 a través de la cual el aire de admisión se extrae del cilindro 66 de compresión, un par de pasajes (o lumbreras) 78 y 79 de cruce (Xovr) separados a través de los cuales el aire comprimido se transfiere desde el cilindro 66 de compresión hasta el cilindro 68 de expansión, y una lumbrera 80 de escape a través de la cual los gases consumidos se descargan del cilindro de expansión .

El flujo de gas en el cilindro 66 de compresión se controla mediante una válvula 82 de admisión de tipo husillo que abre hacia adentro. El flujo de gas dentro y fuera de cada uno de los pasajes 78 y 79 de cruce se controla mediante un par de válvulas de asiento abiertas hacia fuera, es decir, válvulas 86 (XovrC) de compresión de cruce en los extremos de entrada de los pasajes 78, 79 de Xovr y válvulas 88 de (XovrE) de expansión de cruce en los extremos de salida de los pasajes 78, 79 de cruce. El flujo de gas de escape fuera de la lumbrera 80 de escape se controla mediante una válvula 94 de escape tipo husillo que abre hacia adentro. Estas válvulas 82, 86, 88 y 94 pueden activarse en cualquier manera adecuada tal como mediante levas mecánicamente impulsadas, tecnología de activación de válvula variable, o similares.

Cada pasaje 78, 79 de cruce tiene al menos un inyector 96 de combustible de alta presión dispuesto en el mismo. Los inyectores 96 de combustible pueden operarse para inyectar el combustible en una carga de aire comprimido dentro de los pasajes 78, 79 de cruce.

El motor 50 también incluye una o más bujías 98 u otro dispositivo de ignición localizado en ubicaciones adecuadas en el cilindro de expansión en donde el combustible mezclado y la carga de aire pueden encenderse o quemarse durante la carrera de expansión.

El motor 50 también incluye un dispositivo de refuerzo, tal como un turboalimentador 100, un superalimentador , o similar, capaz de elevar las presiones de carga de admisión de cilindro hasta y más allá de 1.7 bares absolutos (tal como 2 bares absolutos, 2.3 bares absolutos, 2.5 bares absolutos, 3 bares absolutos o más). En esta modalidad, el turboalimentador 100 incluye una turbina 102 de escape que impulsa un compresor 104 giratorio. La turbina tiene una entrada 106 de gas de escape conectada para recibir el gas de escape presurizado desde la lumbrera 80 de escape del motor 50 . La turbina 102 utiliza la energía residual del gas de escape para impulsar el compresor 104 , el cual se extrae en el aire ambiental a presión atmosférica a través de una entrada 108 de aire y descarga el aire presurizado a través de la salida 110 de aire comprimido. El aire comprimido pasa a través del inter-enfriador 112 e ingresa el colector 76 de admisión de aire del cilindro 66 de compresión en una presión absoluta reforzada por encima de la presión atmosférica.

Aunque el turboalimentador 100 se muestra como un dispositivo de fase simple acoplado con un inter-enfriador , debe entenderse que otros sistemas de turbina se encuentran dentro del alcance de la invención. De este modo, el dispositivo de refuerzo puede incluir fases múltiples de turboalimentación, y el dispositivo puede acoplarse con fases múltiples del inter-enfriamiento . Ejemplos de tales sistemas turboalimentadores incluyen, pero no se limitan a, dos sistemas de fase, sistemas paralelos secuenciales o sistemas secuenciales en serie de modulación. El dispositivo de refuerzo no se limita particularmente a una estructura específica siempre que el dispositivo de refuerzo sea capaz de incrementar la presión del aire de admisión en una cierta cantidad por encima de la presión atmosférica.

En el presente motor 50 de ciclo dividido, el turboalimentador 100 utiliza energía térmica residual (energía que puede de otro modo disponerse en la atmósfera) para realizar el trabajo inicial de compresión. Esto reduce el trabajo total requerido mediante el pistón 72 de compresión del motor 50 para alcanzar el mismo fin de las restricciones de compresión (por ejemplo, presión de cilindro pico, temperatura, fracción de golpeteo, o similares) que un motor de ciclo dividido naturalmente aspirado podría lograr para una carga determinada de aire.

Por consiguiente, mientras se opera el motor 50 dentro de sus límites de restricción predeterminados (presión de cilindro pico, fracción de golpeteo, o similares) , entre mayor sea el refuerzo del sistema 100 de turboalimentador mayor será la carga de trabajo de compresión total que pueda desplazarse desde el compresor 66, 72 hasta el compresor 104 de turboalimentador. Como resultado, el tamaño del compresor 66 en relación al extensor 68 puede reducirse progresivamente con el aumento de presión de refuerzo sin extender las. restricciones de operación del motor. Esta reducción del compresor en relación al extensor incrementa en gran medida el factor Miller (es decir, la relación de expansión de gas durante la carrera de expansión a la compresión de gas durante la carrera de compresión) e incrementa así la presión media efectiva del freno (BMEP) y disminuye el consumo específico de combustible del freno (BSFC) .

La reducción de desplazamiento del compresor en relación al desplazamiento del extensor permite la operación del ciclo Miller mientras permanece cerrado en la válvula 82 de admisión en o cerca de una condición de masa atrapada óptima (es decir, Eficiencia volumétrica óptima del compresor en relación a las condiciones de 75%, 80%, 85%, 90% o más) . La reducción del cilindro 66 de compresión para efectuar la operación de ciclo Miller resulta en un trabajo de bombeo reducido en comparación con el motor de ciclo Miller convencional, el cual utiliza el cierre de válvula de admisión temprano o tardío para implementar la misma operación de ciclo Miller. La reducción en el trabajo de bombeo se debe a la necesidad de evitar el cierre de la válvula 82 de admisión durante un periodo de alta velocidad de pistón 72 (y por lo tanto de aire) en el ciclo de operación del motor 50 de ciclo dividido. En contraste, la velocidad de pistón y las pérdidas de bombeo pueden incrementar significativamente en un motor convencional ya que la válvula de admisión se cierra progresivamente después o antes (es decir, conforme a la Eficiencia volumétrica del compresor empeora progresivamente) para la operación Miller. Como resultado, el motor 50 de ciclo dividido puede lograr más beneficios y operaciones de factor Miller agresivos que un motor convencional .

Adicionalmente, la reducción del compresor para lograr una operación Miller en un motor de ciclo dividido no desperdicia parte del desplazamiento del compresor. Por el contrario, para configurar un motor convencional para la Operación Miller en una carga total, sus cilindros deben dimensionarse para el desplazamiento total de su carrera de expansión y parte de este desplazamiento debe gastarse necesariamente para incorporar el cierre de válvula de admisión temprano o posterior durante la carrera de compresión. Como resultado, la reducción del desplazamiento del compresor en el motor de ciclo dividido proporciona una presión media efectiva del freno (BMEP) generalmente mayor en comparación con un motor convencional con la operación de ciclo Miller.

Como se ilustra en la FIGURA 5, se debe tener cuidado en hacer coincidir el refuerzo con el desplazamiento del compresor para un rendimiento óptimo. Un refuerzo y/o desplazamiento del compresor insuficientes resultarán en un llenado insuficiente del extensor, como se muestra hacia el lado izquierdo de la FIGURA 5. Se ha encontrado que cuando la Eficiencia volumétrica del extensor se vuelve indeseablemente baja (es decir, por debajo de 0.90 cuando se mide en relación a las condiciones ambientales), el rendimiento no es óptimo. Si la Eficiencia volumétrica del extensor es muy baja, esto indica que el compresor no tuvo el volumen de desplazamiento suficiente para llenar el extensor y el rendimiento del motor se verá afectado. De manera más particular, como se muestra en la FIGURA 5, para un nivel de refuerzo determinado, dentro de las restricciones de operación utilizadas por el motor, el motor de ciclo dividido es más eficiente cuando la Eficiencia volumétrica del compresor y extensor se encuentran en o cerca de lo óptimo.

En la FIGURA 5, el turboalimentador 100 se estableció para proporcionar un refuerzo constante de 1.7 bares absolutos en el colector 76 de admisión del motor 50, y la sincronización del cierre de válvula 82 de admisión (IVC) se utilizó para impedir que la restricción de presión de cilindro pico (PCP) del cilindro 68 de expansión exceda un valor máximo predeterminado. Adicionalmente, el compresor (66, 72) y el extensor (68, 74) se establecieron para tener un diámetro interior fijo de 87 mm, y el extensor también se estableció para tener una longitud de carrera fijas de 87 mm. La longitud de carrera del compresor varió de 50 mm a 90 mm (es decir, el volumen de desplazamiento del compresor varió al cambiar el tamaño de la longitud de carrera del pistón 72 de compresión) .

La gráfica 120 superior de la FIGURA 5 ilustra el consumo especifico de combustible del freno (BSFC) como una función de longitud de carrera del compresor. La gráfica 122 central de la FIGURA 5 ilustra la presión media efectiva del freno (BMEP) como una función de longitud de carrera del compresor. Las dos gráficas 124, 126 inferiores de la FIGURA 5 ilustran la eficiencia volumétrica como una función de longitud de carrera del compresor, en donde la eficiencia 126 volumétrica del compresor hace referencia en relación a las condiciones del colector de admisión y la eficiencia 124 volumétrica del extensor hace referencia en relación a las condiciones ambientales En una longitud de carrera del compresor 50 mm, el volumen de desplazamiento (66, 72) del compresor es solamente de 57 por ciento (es decir, 50 mm/87 mm = 0.57) del volumen de desplazamiento (68, 74) del extensor. En este volumen de desplazamiento del compresor reducido, la válvula 82 de admisión puede operarse para proporcionar una eficiencia volumétrica máxima mientras que el motor 50 continúa operando bien debajo del limite de presión pico del cilindro 68 del extensor. Es decir, la válvula 82 de admisión se sincroniza para cerrar en una condición de masa atrapada óptima (o máxima) , en donde la Eficiencia volumétrica del compresor es d aproximadamente 0.92 cuando se refiere a las condiciones del colector 76 de admisión (el limite de eficiencia volumétrico teórico que es 1.00).

Sin embargo, en una carrera de 50 mm, incluso cuando opera en una eficiencia volumétrica máxima de 0.92, el compresor tiene un tamaño tan pequeño para llenar de manera suficiente el extensor en este nivel de refuerzo. Como resultado, la Eficiencia volumétrica del extensor es inaceptablemente baja, teniendo un valor d 0.85 cuando se refiere a las condiciones ambientales (en donde una Eficiencia volumétrica del extensor de menos de 0.90 se considera indeseable) . Por consiguiente y de manera indeseable, la BMEP cae alrededor d 10.8 bares (gráfica 122) y el BSFC se eleva alrededor de 285 g/kw-hr (gráfica 120) .

Con referencia a la FIGURA 5, conforme la longitud de carrera del compresor incrementa de 50 a 65 mm, la válvula 82 de admisión continúa cerrada en condiciones de masa atrapada óptima y el compresor continúa operando en una eficiencia volumétrica máxima de 0.92. Adicionalmente, conforme la carrera del compresor incrementa de 50 a 65 mm, la Eficiencia volumétrica del extensor incrementa de 0.85 a 1.10 conforme el extensor recibe cantidades mayor de aire cargado del compresor. La presión pico del cilindro 68 de expansión se eleva continuamente conforme la Eficiencia volumétrica del extensor incrementa hasta que el límite predeterminado de presión pico se alcanza cuando la Eficiencia volumétrica del extensor alcanza 1.10.

En una longitud de carrera del compresor de 65 mm, el volumen de desplazamiento del compresor es de 75 por ciento (es decir, 65 mm/87 mm = 0.75) del volumen de desplazamiento del extensor. En esta relación de volumen compresor a extensor, las condiciones de operación del motor 50 son como sigue: 1) La presión de refuerzo es de 1.7 bares absolutos ; 2) La Eficiencia volumétrica del compresor se maximiza a 0.92 en relación a las condiciones del colector de admisión ; 3) La Eficiencia volumétrica del extensor se maximiza en 1.10 en relación a las condiciones ambientales; y 4) La presión pico del extensor se encuentra en su límite máximo predeterminado.

Esencialmente, para el nivel de refuerzo determinado d 1.7 bares absolutos, mientras opera dentro del límite de presión de cilindro de expansión pico predeterminado, la válvula 82 de admisión se ha sincronizado para proporcionar una Eficiencia volumétrica del compresor óptima de 0.92 en relación a las condiciones del colector de admisión, y el volumen de desplazamiento del compresor se ha dimensionado para ser de 75 por ciento del volumen de desplazamiento del extensor para proporcionar una Eficiencia volumétrica del extensor máxima de 1.10 en relación a las condiciones ambientales. Bajo estos parámetros optimizados, la operación de ciclo Miller es más benéfica y el motor 50 opera en una BMEP pico de 12.8 bares y un BSFC mínimo de 282 g/kw-hr .

Debe observarse que el motor 50 de ciclo dividido (y motores de ciclo dividido en general) pueden funcionar con menos que los parámetros de operación ideales y aún derivar en beneficios significativos de operación de ciclo Miller. Sin embargo, para que los beneficios de operación de ciclo Miller tengan una importancia práctica en el motor de ciclo dividido los siguientes parámetros de umbral de operación del motor deben cumplirse o superarse. 1) El dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar 1.7 bares absolutos o un nivel de presión de refuerzo mayor para el colector de admisión; 2) El evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.75 o mayor; y 3) El volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 0.90 o mayor .

Debe también observarse que la eficiencia volumétrica del extensor primeramente depende de dos parámetros, el nivel de presión de refuerzo para el colector de admisión y el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor. Principalmente es la combinación del nivel de presión de refuerzo y desplazamiento de compresión que proporciona la masa de aire adecuada para llenar el extensor y conseguir la eficiencia volumétrica del extensor requerida.

Refiriéndose nuevamente a la FIGURA 5, para que las carreras de compresor sean mayor de 65 mm, el compresor se vuelve más grande en relación al extensor para mantener la eficiencia volumétrica del compresor máxima de 0.92 sin exceder la presión del cilindro de expansión pico predeterminada. Por consiguiente, la válvula 82 de admisión debe cerrarse progresivamente ya sea antes o después conforme la carrera de compresor incremente para sacrificar la eficiencia volumétrica del compresor con el fin de mantener la eficiencia volumétrica del extensor e impedir que la presión pico del cilindro de expansión exceda su límite. Como resultado, se ven afectados tanto el BSFC como la BMEP. Por ejemplo, en una longitud de carrera de compresor de 90 mm, el BSFC se ha elevado de 282 g/kw-hr a un valor máximo de 305 g/kw-hr, y la BMEP ha caído de 12.8 bares a un mínimo de 10 bares .

La FIGURA 6 ilustra las características de eficiencia volumétrica de un motor 50 de ciclo dividido impulsado con motor mientras opera en el ciclo Miller a 4000 y condiciones de carga completa para diversos niveles de refuerzo. Las restricciones de limitación en este caso se hicieron para ser una fracción de golpeteo, la cual, para un motor de gasolina, típicamente se excede antes de que la presión del cilindro de extensor pico se exceda. Como en lo anterior, el compresor (66, 72) y el extensor (68, 74) del motor 50 se establecieron para tener un diámetro interior fijo de 87 mm, y el extensor también se estableció para tener una longitud de carrera fija de 87 mm. Por consiguiente, el volumen de desplazamiento del compresor varió al cambiar el tamaño de longitud de carrera del pistón 72 de compresión.

Es importante observar que, a diferencia del caso ilustrado en la FIGURA 5, la temporización del cierre de válvula de admisión (IVC) de la válvula 82 de admisión no varió. En cambio, la temporización de IVC se fijó en su condición de masa atrapada óptima para maximizar la eficiencia del compresor volumétrica en 0.90 o mayor independientemente del nivel de refuerzo o desplazamiento del compresor .

Refiriéndose a la FIGURA 6, tres pares de gráficas de eficiencia volumétrica del compresor y extensor versus longitud de carrera de compresor se representan. Cada gráfica 132, 136, 140 de volumétrica del compresor hace referencia a las condiciones del colector de admisión y cada gráfica 130, 134, 138 de eficiencia volumétrica del extensor hace referencia a las condiciones ambientales. Las gráficas 132 y 130 ilustran las eficiencias volumétricas del compresor (66, 72) y el extensor (68, 74) respectivamente, para un nivel de refuerzo de 1.7 bares absolutos, sobre un margen de carrera de compresor de 60 mm a 80 mm. Las gráficas 136 y 134 ilustran las eficiencias volumétricas del compresor (66, 72) y el extensor (68, 74) respectivamente, para un nivel de refuerzo de 2.0 bares absolutos, sobre un margen de carrera de compresor de 55 mm a 70 mm. Las gráficas 140 y 138 ilustran las eficiencias volumétricas del compresor (66, 72) y el extensor (68, 74) respectivamente, para un nivel de refuerzo de 2.3 bares absolutos, sobre un margen de carrera de compresor de 45 mm a 65 mm.

En cada uno de los casos anteriores, la carrera de compresor se barrió hasta que el limite idéntico de fracción de golpeteo predeterminado (142, 144 y 146) se alcanzó para cada nivel de refuerzo, es decir, 1.7, 2.0 y 2.3 bares absolutos. Para 1.7 bares de refuerzo, el límite 142 de fracción de golpeteo se alcanzó en una longitud de carrera de compresor de aproximadamente 77 mm y una eficiencia volumétrica del extensor de aproximadamente 1.28. Para 2.0 bares de refuerzo, el límite 144 de fracción de golpeteo se alcanzó en una longitud de carrera de compresor de aproximadamente 68 mm y una eficiencia volumétrica del extensor de aproximadamente 1.37. Para 2.3 bares de refuerzo, el límite 146 de fracción de golpeteo se alcanzó en una longitud de carrera de compresor de aproximadamente 62 mm y una eficiencia volumétrica del extensor de aproximadamente 1.43.

Las siguientes tres características importantes del motor 50 de ciclo dividido de gasolina puede derivarse de la familia de gráficas (130, 132, 134, 136, 138 y 140) ilustrada en la FIGURA 6: 1) Cuando se opera el cierre de válvula de admisión en condiciones de masa atrapada máxima, la eficiencia volumétrica del compresor (132, 136 y 140) permanece esencialmente constante independientemente del nivel de refuerzo o tamaño del compresor. 2) Para un límite de fracción de golpeteo idéntico (142, 144 y 146), cuando el nivel de refuerzo incrementa (de 1.7 a 2.0 a 2.3 bares absolutos) el tamaño del compresor disminuye respectivamente (de 77 mm a 68 mm a 62 mm) . 3) Para un límite de fracción de golpeteo idéntico (142, 144, y 146) la eficiencia volumétrica del extensor (130, 134 y 138) incrementa (de 1.28 a 1.37 a 1.43) aunque el tamaño del compresor se disminuya con un refuerzo incrementado. Como resultado, debido a que la eficiencia volumétrica del extensor se incrementa, el aire de masa y el flujo de combustible también deben incrementarse, y por lo tanto, la potencia específica también incrementa.

Refiriéndose a la FIGURA 7, una comparación de temperatura versus compresión ilustra otra ventaja del presente motor de ciclo dividido utilizando la Operación Miller. La gráfica 150 ilustra la presión de temperatura versus presión de compresión dentro del cilindro de compresión de un motor de ciclo dividido que tiene una disposición de compresión de pistón simple (es decir, naturalmente aspirado, sin Operación Miller, y sin turboalimentador ) . La gráfica 152 ilustra la presión de temperatura versus presión compresión para el cilindro de compresión de un motor de ciclo dividido que tiene una disposición de turbe-alimentación e inter-enfriamiento antes de la compresión de pistón (es decir, Operación Miller) . La gráfica 152 de turboalimentado/ inter-enfriado gráfica 152 resulta en una temperatura final significativamente menor para el mismo fin de la presión de compresión en comparación a aquella de la gráfica 150 de compresión de pistón. Por ejemplo, en un extremo d la presión de compresión de 40 bares absolutos, la temperatura dentro del cilindro de compresión para la disposición de turboal mentado/ ínter-enf iado, como se muestra en la gráfica 152, es de aproximadamente 475 grados centígrados, mientras que la temperatura dentro del cilindro de compresión de la disposición de compresión de pistón simple, como se muestra en la gráfica 150, es de aproximadamente 550 grados centígrados.

Esta ventaja de temperatura menor generalmente es verdad para cualquier motor de ciclo Miller turboalimentado/inter-enfriado, ya sea convencional o de ciclo dividido. Sin embargo, la capacidad del motor de ciclo dividido anteriormente mencionado para utilizar una operación de factor Miller más agresiva que los motores convencionales permite que el motor de ciclo dividido inter-enfrie después en el proceso de compresión general que un motor convencional, resultando en un grado menor de temperatura de compresión que aquel del motor de ciclo Miller convencional para la misma presión.

Las FIGURAS 8-10 ilustran el efecto de eficiencia de turboalimentador en las ganancias de rendimiento del ciclo Miller en el presente motor 50 de ciclo dividido. La FIGURA 8 representa los valores representativos de la eficiencia de turboalimentador general como una función del nivel de refuerzo para un sistema de turboalimentador de eficiencia reducida y elevada en las dos velocidades del motor de 1400 RPM y 4000 RPM. Estos cálculos de eficiencia de turboalimentador se utilizaron en los siguientes análisis de ciclos del motor de ciclo dividido Miller. De manera más particular, la gráfica 160 representa los cálculos optimistas de la eficiencia de turboalimentador general en 1400 RPM y la gráfica 162 representa los cálculos pesimistas de eficiencia de turboalimentador general en 1400 RPM. Adicionalmente, la gráfica 164 representa cálculos optimistas de eficiencia de turboalimentador general en 4000 RPM y la gráfica 166 representa cálculos pesimistas de eficiencia de turboalimentador general en 4000 RPM.

Aunque cada sistema de turboalimentador es único, generalmente puede decirse que las eficiencias generales del turboalimentador de los sistemas de turboalimentador en velocidades bajas (tales 1400 RPM) no difieren tanto de las eficiencias generales del turboalimentador de aquellos mismos sistemas de turboalimentador en las velocidades de motor más elevadas (tales como 4000 RPM). Esto se ilustra en la FIGURA 8 donde las eficiencias generales en 1400 RPM permanecen relativamente cerca en el valor sobre todo el margen de refuerzo de 1.7 bares de refuerzo a 2.9 bares de refuerzo para la gráfica 160 de turboalimentador de eficiencia elevada estimada y la gráfica de turboalimentador de eficiencia reducida estimada. Por ejemplo, las eficiencias varían entre aproximadamente 47 y 53 para 1.7 bares de refuerzo en las gráficas 162 y 160 respectivamente, y las eficiencias varían entre aproximadamente 46 y 52 para un refuerzo de 2.9 bares en las gráficas 162 y 160 respectivamente.

En contraste, las eficiencias generales del turboalimentador en 4000 RPM tienen una divergencia pronunciada sobre el margen de refuerzo entre la gráfica 164 del caso de eficiencia elevada estimada y la gráfica del caso de eficiencia reducida estimada. Por ejemplo, las eficiencias entre 1.7 bares y 2.0 bares de refuerzo en las gráficas 166 y 164 son prácticamente idénticas. Sin embargo, más allá de 2.0 bares de refuerzo, las gráficas 166 y 164 divergen sustancialmente hasta, cuando alcanzan 2.9 bares de refuerzo, la eficiencia general para el turbo alimentador de eficiencia elevada estimada es alrededor de 48 (gráfica 164) mientras que la eficiencia general turboalimentador de eficiencia reducida estimada es alrededor de 32. Estas eficiencias generales del turboalimentador y sus divergencias respectivas tienen un efecto profundo en el rendimiento del motor en un motor de ciclo dividido Miller turboal imentado tal como el motor 50 como se muestra en las FIGURAS 9 y 10.

La FIGURA 9 representa un rendimiento de motor (en términos de BMEP y BSFC) en una velocidad de motor baja (1400 rpm) y en una carga total sobre el mismo margen de los niveles de refuerzo para los turboalimentadores de eficiencia elevada y eficiencia reducida e emplificados en la FIGURA 8. La longitud de carrera de compresor (es decir, el tamaño del compresor) , requerida en combinación con el nivel de refuerzo correspondiente para mantener una fracción de golpeteo fijo, también se muestra superpuesto en el eje x. De manera más particular, la gráfica 170 ilustra la BMEP para el turboalimentador de eficiencia elevada en 1400 RPM y la gráfica 172 ilustra la BMEP para el turboalimentador de eficiencia reducida en 1400 RPM. Adicionalmente, la gráfica 174 ilustra el BSFC para el turboalimentador de eficiencia elevada en 1400 RPM y la gráfica 176 ilustra BSFC para el turboalimentador de eficiencia reducida en 1400 RPM. Como puede verse, ya que las eficiencias generales del turboalimentador en 1400 RPM del turboalimentador de eficiencia elevada y turboalimentador de eficiencia reducida realizan un seguimiento muy cerca uno del otro sobre el margen de refuerzo de 1.7 bares de refuerzo a 2.9 bares de refuerzo (como se ilustra en las gráficas 160 y 162 de la FIGURA 8), lo mismo sucede con las curvas 174, 176 de BSFC y las curvas 170, 172 de BMEP de la FIGURA 9.

La FIGURA 10 representa el rendimiento del motor (en términos de BMEP y BSFC) en una velocidad de motor alta (4000 RPM) y una carga completa en el mismo margen de los niveles de refuerzo para los turboalimentadores de eficiencia elevada y eficiencia reducida ejemplificados en la FIGURA 8. La longitud de carrera de compresor (es decir, tamaño del compresor) , requerida en combinación con el nivel de refuerzo correspondiente para mantener una fracción de golpeteo fijo, también se muestra superpuesta en el eje x. De manera más particular, la gráfica 180 ilustra la BMEP para el turboalimentador de eficiencia elevada en 4000 RPM y la gráfica 182 ilustra la BMEP para el turboalimentador de eficiencia reducida en 4000 RPM. Adicionalmente , la gráfica 184 ilustra el BSFC para el turboalimentador de eficiencia elevada en 4000 RPM y la gráfica 186 ilustra el BSFC para el turboalimentador de eficiencia reducida en 4000 RPM.

Dentro del margen de refuerzo de 1.7 a 2.0 bares, las eficiencias generales del turboalimentador en 4000 RPM del turboalimentador de eficiencia elevada y turboalimentador de eficiencia reducida realizan un seguimiento muy cerca uno del otro (como se ilustra en las gráficas 164 y 166 de la FIGURA 8) . Como resultado, las curvas 184, 186 de BSFC y las curvas 180, 182 de BMEP de la FIGURA 9 también realizan un seguimiento muy cerca una de la otra en el mismo margen de refuerzo de 1.7 a 2.0 bares .

Sin embargo, en niveles de refuerzo mayor de 2.0 bares a 2.9 bares, las eficiencias generales del turboalimentador en 4000 RPM del turboalimentador de eficiencia elevada y turboalimentador de eficiencia reducida divergen rápidamente (nuevamente como se ilustra en las gráficas 164 y 166 de la FIGURA 8) . Por consiguiente, las curvas 184, 186 de las BSFC asociadas y las curvas 180, 182 de BMEP también divergen rápidamente sobre aquellas del mismo margen de refuerzo de 2.0 a 2.9 bares.

Una comparación adicional de las FIGURAS 9 y 10 revela que una compensación aceptable para la longitud de carrera de compresor en operaciones de velocidad de motor bajas y elevadas es de aproximadamente 55 mm. En base a la longitud de carrera del extensor fijada de 87 mm, el volumen de desplazamiento del compresor es alrededor de 63% del volumen de desplazamiento del extensor (es decir, 55 mm/87 mm = 0.63) .

Regresando a la FIGURA 11, el motor 50 se dimensiona para que un compresor tenga una longitud de carrera de 55 mm y un extensor tenga una longitud de carrera de 87 mm. Los diámetros interiores del compresor y extensor se fijaron a 87 mm. La velocidad del motor varió de 1400 a 4000 rpm en una carga total y se aplicó un refuerzo turbo de 3 bares absolutos o menores. La eficiencia general del sistema de turboalimentador se asumió para ser aquella del sistema de turboalimentador de eficiencia reducida de la FIGURA 8 (es decir, las gráficas 162 en 1400 RPM y la gráfica 166 en 4000 RPM) .

Por consiguiente, en la FIGURA 11, la gráfica 190 es la BMEP de carga total para esta modalidad del motor 50 sobre el margen de velocidad total de 1400 a 4000 RPM. La gráfica 192 ilustra la presión del cilindro de expansión pico sobre el margen de velocidad total en bares-absolutos (lea a partir del eje y izquierdo) . La gráfica 194 representa presión del cilindro de compresión pico sobre el margen de velocidad total en bares-absolutos (también a partir del eje y izquierdo) . La presión del cilindro 66 de compresión pico resultante y la presión del cilindro 68 de expansión pico, las cuales generalmente incrementan con la velocidad de motor y el BMEP, son bajos debido a un factor Miller agresivo, lo cual proporciona una BMEP incrementada debido al trabajo de compresión reducido en lugar de un trabajo de expansión incrementado como se proporciona en la mayoría de los esquemas de mejora de rendimiento. A modo de ejemplo, en una velocidad de motor de 4000 RPM y en una BMEP de motor de aproximadamente 19 bares, la presión del cilindro de expansión pico es de aproximadamente 94 bares-absolutos y la presión del cilindro de compresión pico es de aproximadamente 79 bares-absolutos.

En general, entre menores sean las presiones del cilindro pico, más ventajoso será para rendimiento del motor y peso. Por consiguiente, para un motor de ciclo dividido de gasolina que tiene una velocidad de motor de 3500 RPM o mayor y una BMEP de motor de 15 bares o mayor, es deseable tener la presión del cilindro de expansión pico que sea menor de 120 bares, más deseable tener la presión del cilindro de expansión pico que sea menor de 110 bares, y aún más deseable tener la presión del cilindro de expansión pico que sea menor de 100 bares. Adicionalmente, para un motor de ciclo dividido de gasolina que tiene una velocidad de motor de 3500 RPM o mayor y una BMEP de motor de 15 bares o mayor, es deseable tener la presión del cilindro de compresión pico que sea menor de 100 bares, más deseable tener la presión del cilindro de compresión pico que sea menor de 90 bares, y aún más deseable tener la presión del cilindro de compresión pico que sea menor de 80 bares.

La invención y las modalidades de la invención descritas en la presente no son específicas de combustible. Un experto en la técnica puede reconocer que la invención puede utilizarse con cualquier combustible adecuado para cualquier aplicación del motor de combustión interna de movimient6o alternativo (por ejemplo, gasolina, diesel, gas natural gas o similares) .

Aunque la invención se ha descrito por referencia a las modalidades específicas, debe entenderse que numerosos cambios pueden realizarse dentro del espíritu y alcance de los conceptos inventivos descritos. Por consiguiente se entenderá que la invención no se limite a las modalidades descritas, pero que tiene el alcance total definido por el lenguaje de las reivindicaciones siguientes.

Claims

REIVINDICACIONES

1. Un motor de ciclo dividido caracterizado porque comprende : un cigüeñal giratorio alrededor del eje de cigüeñal; un extensor que tiene un volumen de desplazamiento del extensor, el extensor que incluye un pistón de expansión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de expansión se mueve alternativamente a través de una carrera de expansión y una carrera de escape durante una rotación simple del cigüeñal; un compresor que tiene un volumen de desplazamiento del compresor que es 90 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor, el compresor que incluye un pistón de compresión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de compresión se mueve alternativamente a través de la carrera de admisión y una carrera de compresión durante una rotación simple del cigüeñal ; un pasaje de cruce que se interconecta con el cilindro de compresión y el cilindro de expansión, el pasaje de cruce que incluye al menos una válvula de expansión de cruce dispuesta en el mismo; un colector de admisión conectado al cilindro de compresión ; un dispositivo de refuerzo conectado al colector de admisión y operable para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 1.7 bares absolutos o mayor para el colector de admisión ; una válvula de admisión dispuesta entre el colector de admisión y el cilindro de compresión y operable para controlar la comunicación fluida entre los mismos, la válvula de admisión que tiene un evento de cierre de válvula de admisión la cual se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.75 o mayor; y el volumen de desplazamiento del compresor que se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 0.90 o mayor.

2. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el compresor tiene un volumen de desplazamiento del compresor que es 80 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

3. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el compresor tiene un volumen de desplazamiento del compresor que es 75 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

4. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el compresor tiene un volumen de desplazamiento del compresor que es 70 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

5. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 2.0 bares absolutos o mayor para el colector de admisión.

6. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 2.3 bares absolutos o mayor para el colector de admisión.

7. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 2.5 bares absolutos o mayor para el colector de admisión.

8. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.80 o mayor.

9. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porgue el evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.85 o mayor.

10. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.90 o mayor.

11. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 1.0 o mayor.

12. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 1.1 o mayor.

13. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 1.2 o mayor.

14. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque: el dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 2.0 bares absolutos o mayor para el colector de admisión; el evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.80 o mayor; y el volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es de 1.0 o mayor .

15. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque: el dispositivo de refuerzo puede operarse para proporcionar un nivel de presión de refuerzo de 2.3 bares o mayor al colector de admisión; el evento de cierre de válvula de admisión se sincroniza para proporcionar una eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión de 0.85 o mayor; y el volumen de desplazamiento del compresor se dimensiona en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionan una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales que es 1.1 o mayor.

16. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el dispositivo de refuerzo es un turboalimentador .

17. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el compresor incluye una pluralidad de cilindros de compresión.

18. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque el extensor incluye una pluralidad de cilindros de expansión.

19. El motor de ciclo dividido de conformidad con la reivindicación 1, caracterizado porque la válvula de compresión de cruce se dispone en el pasaje de cruce, la válvula de compresión de cruce y la válvula de expansión de cruce forman una cámara de presión entre las mismas.

20. Un método para operar un motor de ciclo dividido, el motor caracterizado porque comprende: un cigüeñal giratorio alrededor de un eje de cigüeñal; un extensor que tiene un volumen de desplazamiento del extensor, el extensor incluye un pistón de expansión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de expansión se mueve alternativamente a través de una carrera de expansión y una carrera de escape durante la rotación simple del cigüeñal; un compresor que tiene un volumen de desplazamiento del compresor, el compresor incluye un pistón de compresión recibido de manera deslizable dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente al cigüeñal de modo que el pistón de compresión se mueve alternativamente a través de una carrera de admisión y una carrera de compresión durante una rotación simple del cigüeñal; un pasaje de cruce que se interconecta con el cilindro de compresión y el cilindro de expansión, el pasaje de cruce incluye al menos una válvula de expansión de cruce dispuesta en el mismo; un colector de admisión conectado al cilindro de compresión; un dispositivo de refuerzo conectado al colector de admisión y operable para proporcionar un nivel de presión de refuerzo para el colector de admisión; y una válvula de admisión dispuesta entre el colector de admisión y el cilindro de compresión, y operable para controlar la comunicación fluida entre los mismos; el método incluye las etapas de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor para ser 90 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor; entregar un nivel de presión de refuerzo de 1.7 bares absolutos o mayor al colector de admisión desde el dispositivo de refuerzo; sincronizar el cierre de la válvula de admisión de modo que una eficiencia volumétrica de compresión en relación a las condiciones del colector de admisión sea de 0.75 o mayor ; y dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación del volumen de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionen una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales de 0.90 o mayor.

21. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor para ser 80 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

22. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor para ser 75 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

23. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor para ser 70 por ciento o menos que el volumen de desplazamiento del extensor.

24. El método de conformidad con la reivindicación -20, caracterizado porque incluye la etapa de: entregar un nivel de presión de refuerzo de 2.0 bares absolutos o mayor al colector de admisión desde el dispositivo de refuerzo.

25. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: entregar un nivel de presión de refuerzo 2.3 bares absolutos o mayor al colector de admisión desde el dispositivo de refuerzo.

26. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: entregar un nivel de presión de refuerzo de 2.5 bares absolutos o mayor al colector de admisión desde el dispositivo de refuerzo.

27. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: sincronizar el cierre de la válvula de admisión de modo que la eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión es 0.80 o mayor.

28. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: sincronizar el cierre de la válvula de admisión de modo que la eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión sea 0.85 o mayor.

29. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: sincronizar el cierre de la válvula de admisión de modo que la eficiencia volumétrica del compresor en relación a las condiciones del colector de admisión sea 0.90 o mayor.

30. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionen una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales de 1.0 o mayor.

31. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación de desplazamiento del compresor y nivel de presión de refuerzo proporcionen una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales de 1.1 o mayor.

32. El método de conformidad con la reivindicación 20, caracterizado porque incluye la etapa de: dimensionar el volumen de desplazamiento del compresor en relación al volumen de desplazamiento del extensor de modo que la combinación de desplazamiento del compresor y el nivel de presión de refuerzo proporcionen una eficiencia volumétrica del extensor en relación a las condiciones ambientales es 1.2 o mayor.