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WO2009037120A2 - Brennkraftmaschine mit mehrflutigen abgasturbolader - Google Patents

Brennkraftmaschine mit mehrflutigen abgasturbolader Download PDF

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WO2009037120A2
WO2009037120A2 PCT/EP2008/061648 EP2008061648W WO2009037120A2 WO 2009037120 A2 WO2009037120 A2 WO 2009037120A2 EP 2008061648 W EP2008061648 W EP 2008061648W WO 2009037120 A2 WO2009037120 A2 WO 2009037120A2
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WO
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exhaust gas
line
coolant
flow
gas recirculation
Prior art date
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PCT/EP2008/061648
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Matthias Neubauer
Michael Kordon
Hans Felix Seitz
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AVL List GmbH
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AVL List GmbH
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Priority claimed from AT0152607A external-priority patent/AT503869B1/de
Priority claimed from AT0162707A external-priority patent/AT504178B1/de
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine with a multi-flow exhaust gas turbocharger, wherein in each flood of the turbine each one of a group of cylinders associated exhaust line opens, with at least one exhaust gas recirculation line between an exhaust line and an intake manifold, wherein the exhaust gas recirculation line branches off upstream of the turbine of the exhaust gas turbocharger from an exhaust line and wherein an exhaust gas outlet flap is arranged upstream of the turbine in at least one exhaust gas line.
  • the invention relates to a method for controlling the cooling capacity of a cooling system of an internal combustion engine having at least two parallel coolant strands, in which in each case at least one heat exchanger is arranged, wherein the flow can be controlled in at least one coolant strand via a flow control member, and a cooling system for performing the method , Furthermore, the invention relates to a method for operating an internal combustion engine with at least one exhaust gas recirculation line, in which an exhaust gas recirculation valve is arranged, wherein the exhaust gas recirculation valve is actuated in dependence on the operating state of the internal combustion engine.
  • An internal combustion engine with a multi-flow turbocharger with symmetrically formed floods is known from JP 2004-068631 A.
  • a switching valve is arranged in a connecting line between the exhaust gas lines.
  • Another control device is located in an exhaust line just before entering the turbine. Exhaust gas recirculation is not provided.
  • No. 4,475,485 A discloses a cooling system for an internal combustion engine, wherein a first coolant line has a heat exchanger for cooling the coolant and a second coolant line has a heater core, wherein the second coolant line can be shut off via a valve.
  • Each heat exchanger within a cooling system of an internal combustion engine is usually designed for a maximum possible operating temperature.
  • the disadvantage is that while taking this large-sized heat exchanger relatively much space and weight to complete. Also, the manufacturing cost is unacceptably high.
  • JP 2004-092477 A discloses an internal combustion engine with an exhaust gas recirculation line between an intake system and an exhaust system, wherein an exhaust gas recirculation valve is arranged in the exhaust gas recirculation line. During a deceleration process, the exhaust gas recirculation valve is prevented from being opened. Thereby, the exhaust gas recirculation rate can be kept small in a renewed acceleration process, which reduces the smoke emissions.
  • the object of the invention is to reduce fuel consumption and the charge exchange work. Another object of the invention is to realize optimal cooling with the lowest possible weight and space and low production costs. It is another object of the invention to provide a engine with external exhaust gas recirculation to allow rapid torque build-up.
  • this is achieved in that the floods of the turbine of the exhaust gas turbocharger are symmetrical.
  • the exhaust strands are guided separately until they enter the floods of the turbine. It is particularly advantageous if the exhaust gas flap is arranged in that exhaust line from which the exhaust gas recirculation line branches off, wherein the exhaust gas flap between the branch of the exhaust gas recirculation line and the inlet to the turbine, preferably immediately before entering the turbine, is positioned.
  • the exhaust gas flow damper By the exhaust gas flow damper, it is possible to change the exhaust back pressure of the flood from which the recirculated exhaust gas is removed at each operating point of the internal combustion engine. To simplify the system, it is sufficient to use an exhaust damper having only on / off functionality.
  • the exhaust gas recirculation rate is then regulated in a conventional manner via an exhaust gas recirculation valve in the exhaust gas recirculation line.
  • a turbine with a sufficiently large flow can be used to achieve fuel consumption advantages in the upper speed range, while in the lower speed range by actuation of the exhaust gas flow damper a sufficiently large exhaust back pressure can be generated to promote recirculated exhaust gas. This can be dispensed with an intake throttle.
  • the exhaust gas flow flap is arranged in a double-flow flap component whose one flow can be throttled through the exhaust gas flow flap, wherein preferably its other flow has an unthrottled flow cross section.
  • the flap member may be mounted directly between the turbine and an exhaust manifold.
  • both floods can be equipped with an exhaust gas flap, or an exhaust throttle.
  • Optimum cooling with low weight can be achieved if the temperature of the coolant in the first coolant line, preferably downstream of the heat exchanger disposed therein, is determined and that is throttled or blocked when exceeding a defined threshold temperature of the coolant in the first coolant line, the flow in the second coolant line.
  • a first coolant line with a first heat exchanger and a second coolant line with a second heat exchanger are connected in parallel, wherein in at least one coolant line, preferably in the first coolant line, a temperature sensor and in the other coolant line, preferably in the second coolant line a shut-off is arranged.
  • the first heat exchanger may be, for example, an exhaust gas recirculation cooler or an oil cooler.
  • the second heat exchanger may be, for example, a heating heat exchanger or an oil cooler.
  • the invention makes use of the observation that in a cooling system not all heat exchangers must be operated simultaneously with maximum cooling power.
  • the coolant flow of the first heat exchanger can be increased by blocking the supply or discharge of the second heat exchanger in the second coolant line, since the pressure conditions change in favor of the first heat exchanger. Therefore, the first heat exchanger can be made smaller and more compact. Thus, a saving in manufacturing costs, the production times, the weight and the installation space can be achieved.
  • a transient function is activated at an increased torque request, which at least reduces, preferably interrupts, the exhaust gas flow in the exhaust gas recirculation line and increases the exhaust gas flow again only after reaching a defined torque increase.
  • a particularly rapid torque build-up can be achieved if the exhaust gas flow is increased from a defined torque increase up to an optimal exhaust gas flow.
  • the exhaust gas recirculation valve closes. As soon as the desired torque is reached, the exhaust gas recirculation valve is opened at a defined speed, at the same time increasing the boost pressure accordingly, so that the effective engine torque does not change. In this way, unacceptable torque fluctuations can be prevented.
  • the exhaust gas recirculation valve is only opened as long as until the optimal exhaust gas recirculation rate is set. As a result, a significant improvement in the torque build-up can be seen.
  • FIG. 1 shows the internal combustion engine according to the invention in a schematic representation.
  • FIG. 3 shows this flap component in a section along the line III-III in Fig. 2.
  • FIG. 4 shows schematically the circuit diagram of a cooling system according to the invention
  • Fig. 7 is a Dehmomenten time diagram.
  • FIG. 1 shows schematically an internal combustion engine 1 with at least two groups A, B of cylinders 2, which are connected via gas channels 3 to an inlet collector 4, into which an inlet branch 5 opens.
  • B of cylinders 2 assumes an outlet strand 6, 7, wherein the two outlet strands 6, 7 in each case a flood 8, 9 open a symmetrical turbine 10 of an exhaust gas turbocharger 11.
  • Reference numeral 12 designates a compressor of the exhaust-gas turbocharger 11 arranged in the intake manifold 5.
  • an exhaust gas recirculation line 13 goes out, which opens into the intake branch 5.
  • Reference numeral 14 denotes an exhaust gas recirculation valve and reference numeral 15 denotes an exhaust gas recirculation cooler.
  • an exhaust gas flap 16a, 16b is arranged between the branch of the exhaust gas recirculation line 13 and the outlet into the flood 8 of the turbine 10.
  • Reference numerals 16a and 16b indicate alternative arrangements for the exhaust gas flow flap.
  • Reference numeral 16a designates an exhaust gas flap in a single-flow design
  • 16b designates a gas inlet flap in a single-flow design
  • bine 10 arranged exhaust port flap, which is arranged in a flood 18 of a multi-flow flap housing 17.
  • the second flow 19 has an unthrottled flow cross-section in the exemplary embodiment.
  • Fig. 2 shows the exhaust gas outlet flap 16b in the closed position. It can clearly be seen that a leakage opening 20 for the exhaust gas remains on both sides of the exhaust gas damper 16b. A sufficient increase in the exhaust backpressure can thus also be achieved with an exhaust gas flap 16b, which releases a defined leakage opening 20 in the closed state.
  • the exhaust gas flap 16 b is indicated in broken lines in Fig. 3 in the open state.
  • the exhaust gas flap 16a, 16b By the exhaust gas flap 16a, 16b, it is possible to change the exhaust back pressure of the flood 8, and the exhaust line 6, from which recirculated exhaust gas is removed at each operating point of the internal combustion engine. In this case, it is sufficient to use an exhaust gas flap 16a, 16b, which only has an open / close function.
  • the exhaust gas recirculation rate is regulated via the exhaust gas recirculation valve 14.
  • a turbine 10 with a sufficiently large flow can be used in order to achieve fuel consumption advantages in the upper rpm range.
  • actuating the exhaust gas flap 16a, 16b By actuating the exhaust gas flap 16a, 16b, a sufficiently large exhaust back pressure can be generated to promote recirculated exhaust gas. As a result, it is possible to dispense with an intake throttle in the intake line 5.
  • the exhaust gas flap 16b is preferably integrated in a separate flap component 17.
  • the flap member 17 may be formed one or more flooded.
  • FIGS. 2 and 3 show a multi-flow flap component 17, wherein the exhaust gas flap 16 b is arranged in a flood 18.
  • the other flood 19 may have an unthrottled cross section. Basically, but also - before especially for applications in the field of thermal management - both floods 18, 19 be equipped with an exhaust flap.
  • the flap component 17 can be inserted directly between the turbine 10 and an exhaust manifold of the internal combustion engine 1. Since there is no requirement for complete prevention of the mass flow through the exhaust gas damper 16a, 16b, its installation size can be reduced.
  • FIG. 4 shows a cooling system 101 with two coolant strands 102, 103 arranged parallel to one another, which are fed by a coolant pump 104.
  • a first heat exchanger 105 and in the second coolant line 103, a second heat exchanger 106 is arranged.
  • a temperature sensor 107 is arranged downstream of the first heat exchanger 105, which detects the temperature of the coolant in the first coolant line 102.
  • a control member 108 is arranged, with which the coolant flow can be throttled or shut off by the second coolant line.
  • a coolant temperature T is measured by the temperature sensor 107 in the first coolant line 102, which temperature is above a defined threshold temperature T s , then the flow control element 108 is closed via a control device, not shown, and thus the coolant flow through the second heat exchanger 106 is blocked. This causes a change in the pressure conditions in the cooling system 101 in favor of the first heat exchanger 105.
  • the first heat exchanger 105 may be an exhaust gas recirculation cooler and the second heat exchanger 106 may be a heater core.
  • the exhaust gas recirculation cooler reaches the performance limit (e.g., at high ambient temperatures above 25 ° C)
  • the heater core is usually not needed because the passenger compartment needs to be cooled anyway.
  • the circuit of the heat exchanger can be done inlet or outlet side and is done either electrically, electromechanically or mechanically.
  • the temperatures T in the coolant line 102 can either be measured or also detected by the model.
  • Fig. 5 shows the cooling capacity C plotted against the pump flow F in the case that both heat exchangers 105, 106 are activated.
  • the full line 109 represents the cooling capacity C of the first heat exchanger and the dashed line 110 represents the cooling capacity of the second heat exchanger.
  • FIG. 6 shows the cooling capacity C above the pump flow rate F in the event that the second heat exchanger 106 is deactivated. It can be clearly seen that the Cooling capacity C of the first heat exchanger 105 (line 109) could be significantly increased.
  • heat exchangers can be designed substantially smaller than previously customary. As a result, the manufacturing costs, the manufacturing times, the weight and the required installation space for the cooling system 101 can be significantly reduced.
  • FIG. 7 shows a diagram in which the torque M, the position of the exhaust gas recirculation valve EGR and the boost pressure p are plotted over the time t.
  • Dashed lines indicate the state of the art without activated transient function. Solid lines represent the inventive method with activated transient function again.
  • the torque curve is denoted by Mi, the boost pressure with P 1 and the position of the exhaust gas recirculation valve in the process according to the invention with EGRi.
  • the corresponding variables with deactivated transient function are designated M 0 , Po and EGR 0 .
  • the reference p ' indicates the basic boost pressure.
  • an increased torque Mi 2 is requested.
  • the recirculated exhaust gas amount is interrupted, ie the Abgasgur- guide valve is 100% switched from a full open position to a closed position 0% and only opened again when the requested torque Mi 2 is reached at a time t 2 .
  • the exhaust gas recirculation valve is opened at a defined speed, at the same time the boost pressure pi is increased accordingly, so that the effective engine torque does not change. As a result, torque fluctuations in the vehicle can be prevented.
  • the exhaust gas mass flow is not absent on the turbine of the exhaust gas turbocharger:
  • the exhaust gas mass flow that would otherwise not be supplied to the turbine in the event of high-pressure exhaust gas recirculation during the torque build-up is available for a more rapid turbocharger run-up.
  • exhaust gas recirculation at full load requires a higher charge pressure (compared to combustion without exhaust gas recirculation), so that the same high charge is in the cylinder and thus the same torque can be deployed.
  • this slightly higher boost pressure takes a longer time to build up.
  • the fueling requirement can be reduced when adjusting the exhaust gas recirculation valve, i.
  • the exhaust gas recirculation valve is opened again, the injected fuel quantity is simultaneously reduced in order to keep the exhaust gas temperature constant. This allows a consumption saving.
  • the exhaust gas recirculation may optionally be interrupted until the end of the acceleration process.

Landscapes

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  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine (1) mit einem mehrflutigen Abgasturbolader (11), wobei in jede Flut (8, 9) der Turbine (10) jeweils ein einer Gruppe (A, B) von Zylindern (2) zugeordneter Abgasstrang (6, 7) einmündet, mit zumindest einer Abgasrückführleitung (13) zwischen einem Abgasstrang (6) und einem Einlassstrang (5), wobei die Abgasrückführleitung (13) stromaufwärts der Turbine (10) des Abgasturboladers (11) von einem Abgasstrang (6) abzweigt und wobei stromaufwärts der Turbine (10) in zumindest einem Abgasstrang (6) eine Abgasstauklappe (16a, 16b) angeordnet ist. Um den Kraftstoffverbrauch zu vermindern und die Ladungswechselarbeit zu reduzieren, ist vorgesehen, dass die Fluten (8, 9) der Turbine (10) des Abgasturboladers (11) symmetrisch ausgebildet sind.

Description

Verfahren zur Steuerung der Kühlleistung eines Kühlsystems einer Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit einem mehrflutigen Abgasturbolader, wobei in jede Flut der Turbine jeweils ein einer Gruppe von Zylindern zugeordneter Abgasstrang einmündet, mit zumindest einer Abgasrückführleitung zwischen einem Abgasstrang und einem Einlassstrang, wobei die Abgasrückführleitung stromaufwärts der Turbine des Abgasturboladers von einem Abgasstrang abzweigt und wobei stromaufwärts der Turbine in zumindest einem Abgasstrang eine Abgasstauklappe angeordnet ist. Weiters betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Steuerung der Kühlleistung eines Kühlsystems einer Brennkraftmaschine mit zumindest zwei parallelen Kühlmittelsträngen, in welchen jeweils zumindest ein Wärmetauscher angeordnet ist, wobei der Durchfluss in zumindest einem Kühlmittelstrang über ein Durchflusssteuerorgan gesteuert werden kann, sowie ein Kühlsystem zur Durchführung des Verfahrens. Ferner betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit zumindest einer Abgasrückführleitung, in welcher ein Abgasrückführventil angeordnet ist, wobei das Abgasrückführventil in Abhängigkeit des Betriebszustandes der Brennkraftmaschine betätigt wird.
Bei Brennkraftmaschinen mit Abgasrückführung, die über keine Turbine mit variabler Turbinengeometrie verfügen, welche aus Kosten- und Haltbarkeitsgründen oft nicht verwendet werden, ist das Generieren von höheren Abgasrückführraten im unteren Drehzahlbereich oftmals problematisch. Es entsteht dabei der Zielkonflikt zwischen den zu verwendenden Turbinengrößen. Eine große Turbine bringt Kraftstoffverbrauchsvorteile im oberen Drehzahlbereich. Im unteren Drehzahlbereich ist das Spülgefälle, um hinreichende Abgasrückführraten zu fördern, durch den geringen Abgasgegendruck zu gering. Dieser Effekt wird durch den Verzicht auf Flatterventile nach dem Abgasrückführkühler und die Verwendung eines einflutigen Abgasrückführsystems noch verstärkt. Eine kleine Turbine ist für das Fördern von rückgeführtem Abgas im unteren Drehzahlbereich hilfreich, hat aber Kraftstoffverbrauchsnachteile bei Nennlast.
Aus der DE 103 57 925 Al ist eine Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader und Abgasrückführung bekannt. Die zweiflutig ausgebildete Turbine des Abgasturboladers ist dabei asymmetrisch ausgebildet. Um bei geringer Drehzahl bereits rückgeführtes Abgas fördern zu können, ist eine Eintrittsflut in die asymmetrische Turbine, in einem Abgasstrang von der das rückgeführte Abgas entnommen wird, kleiner als die andere ausgebildet. Dadurch hat die Flut mit geringerem Querschnitt einen höheren Abgasgegendruck, was sich positiv auf das Spülgefälle zur Förderung der Abgasrückführung auswirkt. Nachteilig ist jedoch, dass der geringere Querschnitt den Abgasgegendruck auch dort erhöht, wo dieser ohnehin groß genug wäre, um Abgasrückführung durchzuführen. Die erhöht die Ladungswechselarbeit und somit den Kraftstoffverbrauch.
Eine Brennkraftmaschine mit einem mehrflutigen Abgasturbolader mit symmetrisch ausgebildeten Fluten ist aus der JP 2004-068631 A bekannt. Dabei führt zu jeder Flut ein jeweils einer Gruppe von Zylindern zugeordneter Abgasstrang. In einer Verbindungsleitung zwischen den Abgassträngen ist ein Schaltventil angeordnet. Ein weiteres Steuerorgan befindet sich in einem Abgasstrang unmittelbar vor Eintritt in die Turbine. Eine Abgasrückführung ist nicht vorgesehen.
Es ist bekannt, in einem Kühlsystem parallel geführte Kühlmittelstränge einzusetzen.
Die US 4,475,485 A offenbart ein Kühlsystem für eine Brennkraftmaschine, wobei ein erster Kühlmittelstrang einen Wärmetauscher zur Kühlung des Kühlmittels und ein zweiter Kühlmittelstrang einen Heizungswärmetauscher aufweist, wobei der zweite Kühlmittelstrang über ein Ventil absperrbar ist.
Jeder Wärmetauscher innerhalb eines Kühlsystems einer Brennkraftmaschine ist üblicherweise auf eine maximal mögliche Betriebstemperatur ausgelegt. Nachteilig ist allerdings, dass dabei diese groß dimensionierten Wärmetauscher relativ viel Bauraum und Gewicht in Anspruch nehmen. Auch der Herstellungsaufwand ist unakzeptabel hoch.
Die JP 2004-092477 A offenbart eine Brennkraftmaschine mit einer Abgasrück- führleitung zwischen einem Einlass- und einem Auslasssystem, wobei in der Ab- gasrückführleitung ein Abgasrückführventil angeordnet ist. Während eines Verzögerungsvorganges wird verhindert, dass das Abgasrückführventil geöffnet wird. Dadurch kann die Abgasrückführrate bei einem erneuten Beschleunigungsvorgang klein gehalten werden, was die Rauchemissionen verringert.
Weiters ist es bekannt, die Abgasrückführmengen in Abhängigkeit des Saugrohrdruckes, bzw. Ladedruckes zu regeln, beispielsweise aus der US 4,022,237 A, der EP 0 930 423 A2, der DE 10 2005 004 832 Al oder der DE 32 25 867 Al.
Aufgabe der Erfindung ist es, den Kraftstoffverbrauch und die Ladungswechselarbeit zu vermindern. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist, eine optimale Kühlung bei möglichst kleinem Gewicht und Bauraum und geringem Herstellungsaufwand zu realisieren. Ferner ist es Aufgabe der Erfindung, bei einer Brenn- kraftmaschine mit externer Abgasrückführung einen raschen Drehmomentaufbau zu ermöglichen.
Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass die Fluten der Turbine des Abgasturboladers symmetrisch ausgebildet sind. Durch Verwenden einer herkömmlichen Turbine mit symmetrischen Fluten in Kombination mit einer Abgasstauklappe vor der Turbine kann erreicht werden, dass Kraftstoffverbrauch und Ladungswechselarbeit vermindert werden können.
Die Abgasstränge sind dabei bis zum Eintritt in die Fluten der Turbine getrennt geführt. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Abgasstauklappe in jenem Abgasstrang angeordnet ist, von dem die Abgasrückführleitung abzweigt, wobei die Abgasstauklappe zwischen der Abzweigung der Abgasrückführleitung und dem Eintritt in die Turbine, vorzugsweise unmittelbar vor dem Eintritt in die Turbine, positioniert ist.
Durch die Abgasstauklappe ist es möglich, in jedem Betriebspunkt der Brennkraftmaschine den Abgasgegendruck der Flut, von welcher das rückgeführte Abgas entnommen wird, zu verändern. Zur Vereinfachung des Systems ist es ausreichend, eine Abgasstauklappe zu verwenden, die nur eine Auf/Zu-Funktionalität aufweist. Die Abgasrückführrate wird dann in herkömmlicher Weise über ein Ab- gasrückführventil in der Abgasrückführleitung geregelt.
Dadurch kann eine Turbine mit hinreichend großem Durchfluss verwendet werden, um im oberen Drehzahlbereich Kraftstoffverbrauchsvorteile zu erzielen, während im unteren Drehzahlbereich durch Betätigen der Abgasstauklappe ein genügend großer Abgasgegendruck erzeugt werden kann, um rückgeführtes Abgas zu fördern. Dadurch kann auf eine Ansaugdrossel verzichtet werden.
Im Gegensatz zu einer Abgasklappe nach der Turbine, welche bei Betätigung eine Erhöhung des Abgasgegendruckes in beiden Fluten zu Folge hat, wird bei der Abgasklappe in einer Flut stromaufwärts der Turbine nur der Abgasgegendruck in der benötigten Flut erhöht. Dies verringert die Ladungswechselarbeit und die andere Flut versorgt die Turbine weiterhin mit Abgas.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Abgasstauklappe in einem zweiflutigen Klappenbauteil angeordnet ist, dessen eine Flut durch die Abgasstauklappe drosselbar ist, wobei vorzugsweise dessen andere Flut einen ungedrosselten Strömungsquerschnitt aufweist. Der Klappenbauteil kann direkt zwischen der Turbine und einem Abgaskrümmer angebracht werden. Grundsätzlich können aber, vor allem für Anwendungen im Bereich des Thermomanagements, auch beide Fluten mit einer Abgasstauklappe, bzw. einer Abgasdrossel ausgestattet sein. Eine optimale Kühlung bei geringem Gewicht lässt sich erreichen, wenn die Temperatur des Kühlmittels im ersten Kühlmittelstrang, vorzugsweise stromabwärts des darin angeordneten Wärmetauschers, ermittelt wird und dass bei Überschreiten einer definierten Schwelltemperatur des Kühlmittels im ersten Kühlmittelstrang der Durchfluss im zweiten Kühlmittelstrang gedrosselt oder gesperrt wird.
Um dies zu realisieren, ist vorgesehen, dass ein erster Kühlmittelstrang mit einem ersten Wärmetauscher und ein zweiter Kühlmittelstrang mit einem zweiten Wärmetauscher parallel geschalten sind, wobei in zumindest einem Kühlmittelstrang, vorzugsweise im ersten Kühlmittelstrang, ein Temperatursensor und im anderen Kühlmittelstrang, vorzugsweise im zweiten Kühlmittelstrang ein Absperrorgan angeordnet ist. Der erste Wärmetauscher kann dabei zum Beispiel ein Abgasrückführkühler oder ein Ölkühler sein. Der zweite Wärmetauscher kann beispielsweise ein Heizungswärmetauscher oder ein Ölkühler sein.
Die Erfindung macht sich die Beobachtung zunutze, dass in einem Kühlsystem nicht alle Wärmetauscher gleichzeitig mit maximaler Kühlleistung betrieben werden müssen. Um die Leistungsfähigkeit eines ersten Wärmetauschers in einem ersten Kühlmittelstrang zu erhöhen, kann durch Versperren der Zu- oder Ableitung des zweiten Wärmetauschers im zweiten Kühlmittelstrang der Kühlmittelstrom des ersten Wärmetauschers erhöht werden, da sich die Druckverhältnisse zu Gunsten des ersten Wärmetauschers verändern. Daher kann der erste Wärmetauscher kleiner und kompakter gebaut werden. Somit kann eine Einsparung der Herstellungskosten, der Herstellzeiten, des Gewichtes und des Bauraumes erzielt werden.
Zur Ermöglichung eines raschen Drehmomentaufbaues kann vorgesehen sein, dass bei einer erhöhten Drehmomentanforderung eine Transientenfunktion aktiviert wird, welche den Abgasdurchfluss in der Abgasrückführleitung zumindest verringert, vorzugsweise unterbricht und die erst nach Erreichen eines definierten Drehmomentzuwachses den Abgasdurchfluss wieder erhöht.
Ein besonders rascher Drehmomentenaufbau kann erreicht werden, wenn der Abgasdurchfluss ab einem definierten Drehmomentzuwachs bis auf einen optimalen Abgasdurchfluss erhöht wird.
Wird ein höheres Drehmoment angefordert, schließt sich das Abgasrückführor- gan. Sobald das gewünschte Drehmoment erreicht ist, wird das Abgasrückführ- ventil mit einer definierten Geschwindigkeit geöffnet, wobei gleichzeitig der Ladedruck entsprechend erhöht wird, so dass sich das effektive Motordrehmoment nicht verändert. Auf diese Weise können nicht akzeptable Drehmomentschwankungen verhindert werden. Das Abgasrückführventil wird nur so lange geöffnet, bis die optimale Abgasrückführrate eingestellt ist. Dadurch ist eine deutliche Verbesserung des Drehmomentaufbaues erkennbar.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen :
Fig. 1 die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine in einer schematischen Darstellung;
Fig. 2 einen mehrflutig ausgebildeten Klappenbauteil in einer Draufsicht;
Fig. 3 diesen Klappenbauteil in einem Schnitt gemäß der Linie III-III in Fig. 2;
Fig. 4 schematisch das Schaltschema eines erfindungsgemäßen Kühlsystems;
Fig. 5 die Kühlleistung der Wärmetauscher über dem Pumpendurchfluss aufgetragen bei aktiviertem zweiten Wärmetauscher;
Fig. 6 die Kühlleistung über dem Pumpendurchfluss bei deaktiviertem Wärmetauscher; und
Fig. 7 ein Dehmomenten-Zeit-Diagramm.
Fig. 1 zeigt schematisch eine Brennkraftmaschine 1 mit zumindest zwei Gruppen A, B von Zylindern 2, welche über Gaskanäle 3 mit einem Einlasssammler 4 verbunden sind, in den ein Einlassstrang 5 einmündet.
Von jeder Gruppe A, B von Zylindern 2 geht ein Auslassstrang 6, 7 aus, wobei die beiden Auslassstränge 6, 7 in jeweils eine Flut 8, 9 einer symmetrischen Turbine 10 eines Abgasturboladers 11 einmünden. Mit Bezugszeichen 12 ist ein im Einlassstrang 5 angeordneter Verdichter des Abgasturboladers 11 bezeichnet.
Von einem Auslassstrang 6 geht eine Abgasrückführleitung 13 aus, welche in den Einlassstrang 5 einmündet. Mit Bezugszeichen 14 ist ein Abgasrückführventil und mit Bezugszeichen 15 ein Abgasrückführkühler bezeichnet.
In jenem Auslassstrang 6, von welchem die Abgasrückführleitung 13 abzweigt, ist zwischen der Abzweigung der Abgasrückführleitung 13 und der Mündung in die Flut 8 der Turbine 10 eine Abgasstauklappe 16a, 16b angeordnet. Mit Bezugszeichen 16a und 16b sind alternative Anordnungen für die Abgasstauklappe angedeutet.
Mit Bezugszeichen 16a ist dabei einen Abgasstauklappe in einer einflutigen Ausführung bezeichnet, 16b bezeichnet eine unmittelbar vor dem Eintritt in die Tur- bine 10 angeordnete Abgasstauklappe, welche in einer Flut 18 eines mehrflutigen Klappengehäuses 17 angeordnet ist. Die zweite Flut 19 weist im Ausführungsbeispiel einen ungedrosselten Strömungsquerschnitt auf.
Fig. 2 zeigt die Abgasstauklappe 16b in geschlossener Stellung. Deutlich ist zu erkennen, dass beidseits der Abgasstauklappe 16b eine Leckageöffnung 20 für das Abgas verbleibt. Eine ausreichende Erhöhnung des Abgasgegendruckes kann somit auch mit einer Abgasstauklappe 16b erreicht werden, welche im geschlossenen Zustand eine definierte Leckageöffnung 20 freigibt.
Mit Bezugszeichen 21 ist in Fig. 3 strichliert die Abgasstauklappe 16b im geöffneten Zustand angedeutet.
Durch die Abgasstauklappe 16a, 16b ist es möglich, in jedem Betriebspunkt der Brennkraftmaschine 1 den Abgasgegendruck der Flut 8, bzw. des Abgasstranges 6, von welcher rückgeführtes Abgas entnommen wird, zu verändern. Dabei ist es ausreichend, eine Abgasstauklappe 16a, 16b zu verwenden, die lediglich eine Auf/Zu-Funktion aufweist. Die Abgasrückführrate wird über das Abgasrückführ- ventil 14 geregelt. Dadurch kann eine Turbine 10 mit hinreichend großem Durch- fluss verwendet werden, um im oberen Drehzahlbereich Kraftstoffverbrauchsvorteile zu erzielen. Durch Betätigen der Abgasstauklappe 16a, 16b kann ein genügend großer Abgasgegendruck erzeugt werden, um rückgeführtes Abgas zu fördern. Dadurch kann auf eine Ansaugdrossel im Einlassstrang 5 verzichtet werden.
Im Gegensatz zu einer Abgasstauklappe nach der Turbine 10, welche bei Betätigung eine Erhöhung des Abgasgegendruckes in beiden Fluten 8, 9 zur Folge hat, wird bei der einflutigen Abgasstauklappe 16a, 16b nur der Abgasgegendruck in der benötigten Flut 8, 9 erhöht. Dies verringert die Ladungswechselarbeit und die andere Flut 9 versorgt die Turbine 10 weiterhin.
Weiters ist durch großes Abmindern des Durchflusses möglich, den Turbinenwirkungsgrad derart zu verringern, dass durch das Absenken des Ladedruckes und das daraus resultierende geringere Luftverhältnis die Abgastemperatur erhöht wird. Dies spielt eine große Rolle für Brennkraftmaschinen mit Abgasnachbehandlungssystemen (Partikelfilter, Regeneration, Anspringdauer bei Katalysator).
Die Abgasstauklappe 16b ist bevorzugt in einem eigenen Klappenbauteil 17 integriert. Der Klappenbauteil 17 kann ein- oder mehrflutig ausgebildet sein.
Die Fig. 2 und Fig. 3 zeigen einen mehrflutigen Klappenbauteil 17, wobei in einer Flut 18 die Abgasstauklappe 16b angeordnet ist. Die andere Flut 19 kann einen ungedrosselten Querschnitt aufweisen. Grundsätzlich können aber auch - vor allem für Anwendungen im Bereich des Thermomanagements - beide Fluten 18, 19 mit einer Abgasstauklappe ausgestattet sein. Der Klappenbauteil 17 kann direkt zwischen der Turbine 10 und einem Abgaskrümmer der Brennkraftmaschine 1 eingesetzt sein. Da keine Anforderung für eine vollständige Verhinderung des Massenstromes durch die Abgasstauklappe 16a, 16b besteht, kann deren Einbaugröße verringert werden.
Fig. 4 zeigt ein Kühlsystem 101 mit zwei parallel zueinander angeordneten Kühlmittelsträngen 102, 103, welche von einer Kühlmittelpumpe 104 gespeist werden. Im ersten Kühlmittelstrang 102 ist ein erster Wärmetauscher 105 und im zweiten Kühlmittelstrang 103 ein zweiter Wärmetauscher 106 angeordnet. Im Ausführungsbeispiel ist stromabwärts des ersten Wärmetauschers 105 ein Temperatursensor 107 angeordnet, welcher die Temperatur des Kühlmittels im ersten Kühlmittelstrang 102 erfasst. Im zweiten Kühlmittelstrang 103 ist ein Steuerorgan 108 angeordnet, mit welchem der Kühlmittestrom durch den zweiten Kühlmittelstrang gedrosselt oder abgesperrt werden kann. Wird durch den Temperatursensor 107 im ersten Kühlmittelstrang 102 eine Kühlmitteltemperatur T gemessen, welche über einer definierten Schwelltemperatur Ts liegt, so wird über eine nicht weiter dargestellte Steuerungseinrichtung das Durchflusssteuerorgan 108 geschlossen und somit der Kühlmittelstrom durch den zweiten Wärmetauscher 106 gesperrt. Dies bewirkt eine Änderung der Druckverhältnisse im Kühlsystem 101 zu Gunsten des ersten Wärmetauschers 105.
Beispielsweise kann der erste Wärmetauscher 105 ein Abgasrückführkühler und der zweite Wärmetauscher 106 ein Heizungswärmetauscher sein. Wenn der Abgasrückführkühler an die Leistungsgrenze kommt (z.B. bei hohen Umgebungstemperaturen über 25°C), wird der Heizungswärmetauscher meist nicht benötigt, da der Fahrgastraum ohnedies gekühlt werden muss.
Die Schaltung der Wärmetauscher kann Zulauf- oder ablaufseitig erfolgen und geschieht entweder elektrisch, elektromechanisch oder mechanisch. Die Temperaturen T im Kühlmittelstrang 102 können entweder gemessen oder auch modelltechnisch erfasst werden.
Fig. 5 zeigt die Kühlleistung C über dem Pumpendurchfluss F für den Fall aufgetragen, dass beide Wärmetauscher 105, 106 aktiviert sind. Die volle Linie 109 stellt dabei die Kühlleistung C des ersten Wärmetauschers und die strichlierte Linie 110 die Kühlleistung des zweiten Wärmetauschers dar.
Fig. 6 zeigt die Kühlleistung C über dem Pumpendurchfluss F für den Fall, dass der zweite Wärmetauscher 106 deaktiviert ist. Deutlich ist zu erkennen, dass die Kühlleistung C des ersten Wärmetauschers 105 (Linie 109) wesentlich gesteigert werden konnte.
Da somit durch Deaktivieren von nicht benötigten Kühlkapazitäten die Kühlleistung einzelner anderer Wärmetauscher bedeutend erhöht werden kann, können Wärmetauscher wesentlich kleiner als bisher üblich ausgelegt werden. Dadurch können die Herstellkosten, die Herstellzeiten, das Gewicht und der erforderliche Bauraum für das Kühlsystem 101 deutlich reduziert werden.
Die Fig. 7 zeigt ein Diagramm, in welchem das Drehmoment M, die Stellung des Abgasrückführventils EGR, sowie der Ladedruck p über der Zeit t aufgetragen ist.
Strichlierte Linien zeigen den Stand der Technik ohne aktivierte Transientenfunk- tion an. Voll durchgezogene Linien geben das erfindungsgemäße Verfahren mit aktivierter Transientenfunktion wieder. Der Drehmomentverlauf ist mit Mi, der Ladedruck mit P1 und die Stellung des Abgasrückführventils beim erfindungsgemäßen Verfahren mit EGRi bezeichnet. Die entsprechenden Größen bei deaktivierter Transientenfunktion sind mit M0, Po und EGR0 bezeichnet. Das Bezugszeichen p' zeigt den Grundladedruck an.
Zu einem Zeitpunk ti wird - ausgehend von einem niedrigen Drehmoment Mu - ein erhöhtes Drehmoment Mi2 angefordert. Ab der erhöhten Drehmomentanforderung wird die rückgeführte Abgasmenge unterbrochen, d.h. das Abgasrück- führventil wird von einer vollen Öffnungsstellung 100% auf eine geschlossene Stellung 0% umgeschaltet und erst wieder geöffnet, sobald das angeforderte Drehmoment Mi2 zu einem Zeitpunkt t2 erreicht wird. Ab dem Zeitpunkt t2 wird das Abgasrückführventil mit einer definierten Geschwindigkeit geöffnet, wobei gleichzeitig auch der Ladedruck pi entsprechend erhöht wird, so dass sich das effektive Motordrehmoment nicht verändert. Dadurch können Drehmomentschwankungen im Fahrzeug verhindert werden.
Wesentlich ist, dass bei einem positiven Lastsprung eine Transientfunktion aktiviert wird, welche die Abgasrückführmenge unterbricht und die externe Abgasrückführung erst wieder dann aufregelt, sobald das gewünschte Motormoment Mi2, also der entsprechende Ladedruck p, erreicht wurde. Wird die Abgasrückführung zu früh aufgeregelt, so macht sich ein verzögerter Lastaufbau bemerkbar. Somit bleibt das Abgasrückführventil so lange geschlossen, bis ein Öffnen und somit ein Hinzumischen des rückgeführten Abgases aus fahrbarkeitstech- nischen Aspekten möglich wird.
Es werden somit zwei Effekte im Lastaufbau unterbunden: Einerseits fehlt der Abgasmassenstrom nicht an der Turbine des Abgasturboladers: Der sonst im Falle einer Hochdruckabgasrückführung bei Rückführung nicht der Turbine zugeführte Abgasmassenstrom steht während des Drehmomentaufbaues für einen rascheren Turboladerhochlauf zur Verfügung. Andererseits ist für die Abgasrückführung an der Volllast ein höherer Ladedruck notwendig (im Vergleich zu einer Verbrennung ohne Abgasrückführung), damit sich die gleiche hohe Füllung im Zylinder befindet und somit das gleiche Drehmoment entfaltet werden kann. Dieser etwas höhere Ladedruck benötigt aber eine längere Zeit, um aufgebaut zu werden. Durch Unterbrechung der Abgasrückführung bei einem positiven Lastsprung können diese beiden negativen Effekte unterbunden werden.
Wird aus Bauteilschutzgründen vor allem im Hochlastbereich der aufgeladenen Brennkraftmaschine der stöchiometrische Betriebsbereich verlassen und ein fetterer Betrieb gefahren, so kann beim Aufregeln des Abgasrückführventils der Anfettungsbedarf reduziert werden, d.h. beim wieder Öffnen des Abgasrückführventils wird gleichzeitig die eingespritzte Kraftstoffmenge reduziert, um die Abgastemperatur konstant zu halten. Dies ermöglicht eine Verbrauchseinsparung.
Bei hochtransienten Beschleunigungen, beispielsweise im ersten Gang, kann gegebenenfalls die Abgasrückführung bis zum Ende des Beschleunigungsvorganges unterbrochen werden.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Brennkraftmaschine (1) mit einem mehrflutigen Abgasturbolader (11), wobei in jede Flut (8, 9) der Turbine (10) jeweils ein einer Gruppe (A, B) von Zylindern (2) zugeordneter Abgasstrang (6, 7) einmündet, mit zumindest einer Abgasrückführleitung (13) zwischen einem Abgasstrang (6) und einem Einlassstrang (5), wobei die Abgasrückführleitung (13) stromaufwärts der Turbine (10) des Abgasturboladers (11) von einem Abgasstrang (6) abzweigt und wobei stromaufwärts der Turbine (10) in zumindest einem Abgasstrang (6) eine Abgasstauklappe (16a, 16b) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluten (8, 9) der Turbine (10) des Abgasturboladers (11) symmetrisch ausgebildet sind.
2. Brennkraftmaschine (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasstränge (6, 7) bis zum Eintritt in die Fluten (8, 9) der Turbine (10) getrennt geführt sind.
3. Brennkraftmaschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasstauklappe (16a, 16b) in jenem Abgasstrang (6) angeordnet ist, von dem die Abgasrückführleitung (13) abzweigt, wobei die Abgasstauklappe (16a, 16b) zwischen der Abzweigung der Abgasrückführleitung (13) und dem Eintritt in die Turbine (10) vorzugsweise unmittelbar vor dem Eintritt in die Turbine (10), positioniert ist.
4. Brennkraftmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasstauklappe (16b) in einem zweiflutigen Klappenbauteil (17) angeordnet ist, dessen eine Flut (18) durch die Abgasstauklappe (16b) drosselbar ist, wobei vorzugsweise dessen andere Flut (19) einen ungedrosselten Strömungsquerschnitt aufweist.
5. Verfahren zur Steuerung der Kühlleistung eines Kühlsystems (101) einer Brennkraftmaschine mit zumindest zwei parallelen Kühlmittelsträngen (102, 103), in welchen jeweils zumindest ein Wärmetauscher (105, 106) angeordnet ist, wobei der Durchfluss in zumindest einem Kühlmittelstrang (102, 103) über ein Durchflusssteuerorgan (108) gesteuert werden kann, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperatur (T) des Kühlmittels im ersten Kühlmittelstrang (102), vorzugsweise stromabwärts des darin angeordneten Wärmetauschers (105), ermittelt wird und dass bei Überschreiten einer definierten Schwelltemperatur (Ts) des Kühlmittels im ersten Kühlmittelstrang (102) der Durchfluss im zweiten Kühlmittelstrang (103) gedrosselt oder gesperrt wird.
6. Kühlsystem (101) zur Durchführung des Verfahrens nach Anspruch 5, wobei ein erster Kühlmittelstrang (102) mit einem ersten Wärmetauscher (105) und ein zweiter Kühlmittelstrang (103) mit einem zweiten Wärmetauscher (106) parallel geschalten sind, wobei in zumindest einem Kühlmittelstrang (102, 103), vorzugsweise im zweiten Kühlmittelstrang (103), ein Durchflusssteuerorgan (108) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Durchflusssteuerorgan (108) in Abhängigkeit der Temperatur des Kühlmittels im anderen Kühlmittelstrang (103, 102), vorzugsweise im ersten Kühlmittelstrang (102), drosselbar oder sperrbar ist.
7. Kühlsystem (101) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass zur Ermittlung der Temperatur des Kühlmittels im anderen Kühlmittelstrang (103, 102) ein Temperatursensor (107), vorzugsweise stromabwärts des darin angeordneten Wärmetauschers (105), angeordnet ist.
8. Kühlsystem (101) nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Wärmetauscher (105) ein Abgasrückführkühler oder ein Ölkühler ist.
9. Kühlsystem (101) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Wärmetauscher (106) ein Heizungswärmetauscher oder ein Ölkühler ist.
10. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit zumindest einer Ab- gasrückführleitung, in welcher ein Abgasrückführventil angeordnet ist, wobei das Abgasrückführventil in Abhängigkeit des Betriebszustandes der Brennkraftmaschine betätigt wird, dadurch gekennzeichnet, dass bei einer erhöhten Drehmomentanforderung (Mi2) eine Transientenfunktion aktiviert wird, welche den Abgasdurchfluss in der Abgasrückführleitung zumindest verringert, vorzugsweise unterbricht, und die erst nach Erreichen eines definierten Drehmomentzuwachses den Abgasdurchfluss wieder erhöht.
11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasdurchfluss in der Abgasrückführleitung erst nach Erreichen des angeforderten erhöhten Drehmomentes (Mi2) wieder erhöht wird.
12. Verfahren nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasdurchfluss ab einem definierten Drehmomentzuwachs bis auf den optimalen Abgasdurchfluss erhöht wird.
13. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasdurchfluss ab einem definierten Drehmomentzuwachs, vor- zugsweise bei Erreichen des angeforderten erhöhten Drehmomentes (Mi2), mit einer definierten Zuwachsgeschwindigkeit erhöht wird.
14. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest während der Erhöhung des Abgasdurchflusses auch der Ladedruck (p) erhöht wird.
15. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die in den Brennraum eingebrachte Kraftstoffmenge während der Wiedereinsetzung des Abgasdurchflusses in der Abgasrückführleitung reduziert wird.
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