Впускное устройство для двигателя внутреннего сгорания с нагнетателем - RU2563427C2

Чертежи

Описание

Область техники

Настоящее изобретение относится к впускному устройству, имеющему рециркуляционный клапан для использования в оснащенном нагнетателем двигателе внутреннего сгорания, в частности типа, в котором EGR-газ вводится со стороны впуска компрессора нагнетателя.

Уровень техники

Как раскрыто в Патентном Документе 1, известно впускное устройство для двигателя внутреннего сгорания с нагнетателем, таким как турбонагнетатель, при этом впускное устройство имеет рециркуляционный клапан для сброса давления наддува из области ниже по потоку в область выше по потоку от компрессора нагнетателя, когда дроссельный клапан внезапно закрывается в состоянии наддува. Также известно устройство рециркуляции выхлопных газов (EGR) для введения EGR-газа из системы выпуска выхлопных газов в свежий воздух выше по потоку от компрессора, как раскрыто в Патентном Документе 1.

Тем не менее возникает следующая проблема в случае, когда оснащенный нагнетателем двигатель внутреннего сгорания использует рециркуляционный клапан, через который давление наддува сбрасывается из области ниже по потоку в область выше по потоку от компрессора, в комбинации с устройством рециркуляции выхлопных газов, посредством которого EGR-газ вводится в свежий воздух выше по потоку от компрессора. Когда рециркуляционный клапан открыт в рабочем режиме, в котором осуществляется рециркуляция выхлопных газов, газовая смесь из свежего воздуха и EGR-газа протекает обратно в область выше по потоку впускного канала через рециркуляционный клапан, так что расходомер всасываемого воздуха загрязняется посредством компонентов EGR-газа.

Патентные документы

Патентный документ 1: публикация выложенной заявки на патент Японии № 2007-278110.

Сущность изобретения

В связи с вышеизложенным настоящее изобретение предоставляет впускное устройство для двигателя внутреннего сгорания с нагнетателем, при этом впускное устройство содержит расходомер воздуха, дроссельный клапан и рециркуляционный клапан; компрессор нагнетателя находится между расходомером воздуха и дроссельным клапаном; рециркуляционный клапан выполнен с возможностью сброса давления из области ниже по потоку от компрессора в область выше по потоку от компрессора в ходе закрытия дроссельного клапана и EGR-канал соединяется в точке соединения на стыке с областью выше по потоку от компрессора таким образом, что EGR-газ вводится в систему впуска через EGR-канал.

В настоящем изобретении пропускная способность (V₁) впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала, пропускная способность (V₂) впускного канала от компрессора до дроссельного клапана и максимальное давление (P_b) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, являются такими, что они удовлетворяют предварительно определенному соотношению, чтобы не допускать протекания обратно газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа со стороны выпуска компрессора и достижения расходомера воздуха, когда рециркуляционный клапан открыт.

Более конкретно, соотношение следующей формулы (1) удовлетворяется между пропускной способностью (V₁) впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала, пропускной способностью (V₂) впускного канала от компрессора до дроссельного клапана и максимальным давлением (P_b) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа.

В вышеприведенной формуле P₁ является давлением выше по потоку от компрессора и k является удельной теплоемкостью газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа ниже по потоку от компрессора.

Вместо формулы (1) может удовлетворяться соотношение следующей формулы (2) между пропускной способностью (V₁) впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала, пропускной способностью (V₂) впускного канала от компрессора до дроссельного клапана и максимальным давлением (P_b) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа.

В вышеприведенной формуле P₁ является давлением выше по потоку от компрессора; T₂ является температурой газа ниже по потоку от компрессора при максимальном давлении (P_b) наддува и T₃ является температурой газа, выпускаемого выше по потоку от компрессора через рециркуляционный клапан.

В данном документе обратный поток газа возникает вследствие расширения нагнетаемого газа (газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа) под сверхвысоким давлением при пропускной способности V₂ впускного канала от компрессора до дроссельного клапана, когда рециркуляционный клапан открыт. Поскольку давление выше по потоку от компрессора приблизительно равно атмосферному давлению, величина обратного потока газа, в общем, увеличивается с давлением наддува. Если величина обратного потока газа превышает пропускную способность V₁ впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала (в котором только свежий воздух без EGR-газа присутствует до открытия рециркуляционного клапана), газовая смесь из свежего воздуха и EGR-газа достигает расходомера воздуха. Таким образом, можно надежно не допускать достижения посредством газовой смеси, содержащей EGR-газ, расходомера воздуха и возникновения загрязнения расходомера воздуха посредством задания пропускной способности V₁ впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала относительно пропускной способности V₂ впускного канала от компрессора до дроссельного клапана (или пропускной способности V₂ впускного канала от компрессора до дроссельного клапана относительно пропускной способности V₁ впускного канала от расходомера воздуха до точки соединения EGR-канала) надлежащим образом в соответствии с максимальным давлением P_b наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа.

В настоящем изобретении пропускные способности V₁ и V₂ впускных каналов задаются надлежащим образом в соответствии с максимальным давлением наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, как упомянуто выше. Следовательно, можно надежно защищать расходомер воздуха от загрязнения посредством EGR-газа, даже когда рециркуляционный клапан открыт в ходе рециркуляции выхлопных газов.

Краткое описание чертежей

Фиг. 1 - схема принципиальной конфигурации впускного устройства для двигателя внутреннего сгорания согласно одному варианту осуществления настоящего изобретения, показанного вместе с системой выпуска выхлопных газов двигателя внутреннего сгорания; и

фиг. 2 - характеристическая схема, показывающая соотношение между максимальным давлением наддува и объемом сбрасываемого газа двигателя внутреннего сгорания.

Подробное описание вариантов осуществления изобретения

Далее описывается один примерный вариант осуществления настоящего изобретения со ссылками на чертежи.

Фиг. 1 является схематичным видом, показывающим общую систему впуска и выпуска выхлопных газов двигателя 1 внутреннего сгорания, на которой монтируется впускное устройство согласно одному варианту осуществления настоящего изобретения. В настоящем варианте осуществления двигатель 1 внутреннего сгорания является бензиновым двигателем. В выпускном канале 2 двигателя 1 внутреннего сгорания размещается турбина 4 с приводом от выхлопных газов турбонагнетателя 3. Каталитический нейтрализатор 6 выхлопных газов, например, с трехкомпонентным катализатором размещается ниже по потоку от турбины 4 с приводом от выхлопных газов в выпускном канале 2. Хотя не показано на чертеже, выходной глушитель размещается ниже по потоку от каталитического нейтрализатора 6 выхлопных газов в выпускном канале 2, так что выпускной канал 2 является открытым наружу через выходной глушитель. Турбина 4 с приводом от выхлопных газов имеет известный тип запорного клапана 7 регулирования давления наддува для регулирования давления наддува. Двигатель 1 внутреннего сгорания имеет, например, конфигурацию с прямым впрыском, в которой каждый цилиндр оснащается клапаном впрыска топлива, чтобы впрыскивать топливо в цилиндр, хотя это не показано на чертеже.

Во впускном канале 10 двигателя 1 внутреннего сгорания воздушный фильтр 11, расходомер 12 воздуха и дроссельный клапан 13 размещаются в порядке упоминания от области выше по потоку. Компрессор 5 турбонагнетателя 3 располагается между расходомером 12 воздуха и дроссельным клапаном 13 во впускном канале 10. В этой компоновке впускной канал 10, в общем, разделяется на три участка: участок 10a канала выше по потоку от компрессора выше по потоку от компрессора 5, участок 10b канала ниже по потоку от компрессора между компрессором 5 и дроссельным клапаном 13 и участок 10c канала ниже по потоку от дросселя между дроссельным клапаном 13 и соответствующими цилиндрами. В настоящем варианте осуществления промежуточный охладитель 14 с водяным охлаждением или с масляным охлаждением располагается в участке 10c канала ниже по потоку от дросселя, так что часть участка 10c канала ниже по потоку от дросселя со стороны выпуска промежуточного охладителя 14 ответвляется во впускные коллекторы для соответствующих цилиндров. Альтернативно, промежуточный охладитель 14 может иметь воздушное охлаждение.

Линия 16 рециркуляции предоставляется во впускном канале 10 с тем, чтобы обеспечивать возможность сообщения между областями выше по потоку и ниже по потоку от компрессора 5. Рециркуляционный клапан 17 располагается в линии 16 рециркуляции. Рециркуляционный клапан 17 имеет механический актуатор, приводимый в действие в ответ на разность давлений между областями выше по потоку и ниже по потоку от дроссельного клапана 13, или электрический актуатор, приводимый в действие в ответ на управляющий сигнал из модуля управления (не показан на чертеже), так чтобы открывать линию 16 рециркуляции согласно увеличению давления участка 10b канала ниже по потоку от компрессора и за счет этого сбрасывать давление в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора в участок 10a канала выше по потоку от компрессора для рециркуляции всасываемого воздуха. Линия 16 рециркуляции идет и соединяется между точкой на участке 10b канала ниже по потоку от компрессора рядом с компрессором 5 и точкой на участке 10a канала выше по потоку от компрессора рядом с компрессором 5.

EGR-канал 21, который составляет часть устройства рециркуляции выхлопных газов, ответвляется от точки ниже по потоку от каталитического нейтрализатора 6 выхлопных газов в выпускном канале 2. Один конец EGR-канала 21 соединяется в точке 22 соединения с участком 10a канала выше по потоку от компрессора. Точка 22 соединения находится относительно ниже по потоку от участка 10a канала выше по потоку от компрессора, т.е. в позиции рядом с компрессором 5, но находится в позиции выше точки 20 соединения линии 16 рециркуляции и участка 10a канала выше по потоку от компрессора. Охладитель 23 EGR-газа с водяным охлаждением или с масляным охлаждением располагается в EGR-канале 21 для охлаждения EGR-газа. Дополнительно, клапан 24 регулирования рециркуляции выхлопных газов располагается в позиции ниже по потоку от охладителя 23 EGR-газа с возможностью регулировать величину рециркуляции выхлопных газов согласно целевой скорости рециркуляции выхлопных газов.

В вышеуказанной конфигурации EGR-газ вводится выше по потоку от компрессора 5 через клапан 24 регулирования рециркуляции выхлопных газов в предварительно определенном рабочем режиме, в котором должна осуществляться рециркуляция выхлопных газов, включающем в себя диапазоны с наддувом и без наддува. В диапазоне с наддувом в газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа создается повышенное давление посредством компрессора 5, она проходит через дроссельный клапан 13 и промежуточный охладитель 14 и подается в соответствующие цилиндры двигателя 1 внутреннего сгорания. Когда дроссельный клапан 13 внезапно закрывается посредством, например, манипулирования с педалью акселератора водителем в диапазоне с наддувом, рециркуляционный клапан 17 открывается в ответ на закрытие дроссельного клапана 13, так что смесь из свежего воздуха/газа под сверхвысоким давлением в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора выпускается в участок 10a канала выше по потоку от компрессора. Выпущенная смесь из свежего воздуха/газа циркулирует через линию 16 рециркуляции, даже если компрессор 5 продолжает вращаться под действием инерции ротора. Это позволяет исключать анормальный шум, вызываемый посредством скачка давления в компрессоре 5.

Когда рециркуляционный клапан 17 открывается в ответ на закрытие дроссельного клапана 13 в рабочем режиме, в котором осуществляется рециркуляция выхлопных газов, газовая смесь из свежего воздуха и EGR-газа под относительно сверхвысоким давлением в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора расширяется через рециркуляционный клапан 17. Как результат, возникает обратный поток газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа в участок 10a канала выше по потоку от компрессора. Если газовая смесь из свежего воздуха и EGR-газа протекает обратно и достигает расходомера 12 воздуха, расходомер 12 воздуха неблагоприятно загрязняется посредством компонентов EGR-газа.

Чтобы не допускать достижения газовой смесью из свежего воздуха и EGR-газа расходомера 12 воздуха, удовлетворяется соотношение следующей формулы (1) между пропускной способностью V₁ участка 10a канала выше по потоку от компрессора, а более конкретно частью участка 10a канала выше по потоку от компрессора от расходомера 12 воздуха до точки 22 соединения EGR-канала 22 и участка 10a канала выше по потоку от компрессора, в котором присутствует только свежий воздух без EGR-газа, пропускной способностью V₂ участка 10b канала ниже по потоку от компрессора (частью от компрессора 5 до дроссельного клапана 13), в котором присутствует газовая смесь из свежего воздуха и EGR-газа под давлением, и максимальным давлением P_b наддува (кПа) в рабочем режиме, в котором осуществляется введение EGR-газа в настоящем изобретении.

В формуле (1) P₁ является давлением (кПа) в участке 10a канала выше по потоку от компрессора, который является областью выше по потоку от компрессора 5; и k является удельной теплоемкостью газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора, который является областью ниже по потоку от компрессора 5. Давление P₁ выше по потоку от компрессора 5 фактически может рассматриваться в качестве атмосферного давления.

Вышеуказанное соотношение альтернативно может выражаться посредством следующей формулы (2) с использованием температуры T₂ (K) газа в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора при максимальном давлении P_b наддува и температуры T₃ (K) газа, выпускаемого выше по потоку от компрессора 5 через рециркуляционный клапан 17.

Температура Т₂ газа задается посредством следующей формулы (3) на основе эффективности η_comp компрессора (%) для компрессора 5.

В формуле (3) Т₂′ является температурой (К) газа после теоретического изоэнтропического сжатия от давления Р₁ выше по потоку от компрессора 5 до максимального давления P_b наддува.

Дополнительно, температура Т₃ газа задается посредством следующей формулы (4).

В общем, первый член правой стороны вышеприведенной формулы (1) соответствует объему избыточного газа, который должен вытекать в участок 10a канала выше по потоку от компрессора через рециркуляционный клапан 17 в момент, когда газ при давлении P_b наддува расширяется до давления Р₁ выше по потоку от компрессора 5; и второй член правой стороны вышеприведенной формулы (1) соответствует члену для коррекции согласно изменению температуры газа. В случае обратного потока газа газ, присутствующий в участке 10a канала выше по потоку от компрессора (более конкретно в части участка 10a канала выше по потоку от компрессора от расходомера 12 воздуха до точки 22 соединения EGR-канала 21 и участка 10a канала выше по потоку от компрессора), сначала протекает через расходомер 12 воздуха в обратном направлении. Тем не менее газ, присутствующий в этой части, является свежим воздухом без EGR и не становится причиной загрязнения расходомера воздуха. Следовательно, необходимо учитывать расширение газа (объем: V₂, давление: P_b), присутствующего в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора, во время открытия рециркуляционного клапана 17.

Следующая формула является справедливой на основе общего соотношения "P×V^k=константа" для адиабатического изменения газа, где P (кПа) является давлением газа; V (м³) является объемом газа и k является удельной теплоемкостью. В следующей формуле нижний индекс β указывает состояние до изменения; а нижний индекс α указывает состояние после изменения.

Следующая формула (5) выделяется из вышеприведенной формулы.

Следующие формулы также являются справедливыми на основе общего соотношения "T×V^k-1=константа".

Следующая формула (6) затем выделяется посредством подстановки вышеприведенных формул в формулу (5).

С другой стороны, объем избыточного газа в то время, когда газ с объемом V₂ при давлении P_b наддува в участке 10b канала ниже по потоку от компрессора расширяется до давления P₁, выражается посредством первого члена правой стороны вышеприведенной формулы (1), как упомянуто выше. Этот объем является значением при температуре T₂ в состоянии наддува. Объем газа при температуре T₃ после открытия рециркуляционного клапана 17 составляет (T₃/T₂) относительно вышеуказанного значения.

Таким образом, объем V_flow избыточного газа (сбрасываемого газа), выпускаемого через газ 17 рециркуляции, задается посредством следующей формулы, аналогично правой стороне вышеприведенной формулы (2).

В данном документе температура T₃ газа выражается посредством следующей формулы (7), выделенной из вышеприведенной формулы (6).

Формула (7) подставляется в вышеприведенную формулу.

Таким образом, объем сбрасываемого газа задается посредством формулы (8).

Чтобы не допускать достижения расходомера 12 воздуха посредством газа обратного потока, пропускная способность V₁ впускного канала от точки соединения канала до расходомера 12 воздуха должна превышать объем V_flow сбрасываемого газа. Таким образом, необходимо удовлетворять соотношению вышеприведенной формулы (1).

Другими словами, посредством задания пропускной способности V₁ впускного канала таким образом, что она превышает объем V_flow сбрасываемого газа при максимальном давлении P_b наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, можно защищать расходомер 12 воздуха от загрязнения посредством EGR-газа с учетом того факта, что объем V_flow сбрасываемого газа варьируется в зависимости от давления P_b наддува, как показано на фиг. 2.

Как упомянуто выше, температура T₂ газа задается посредством формулы (3) на основе эффективности η_comp компрессора (%) для компрессора 5.

Следующая формула (9) выделяется из формулы (6), где T₁ является температурой газа выше по потоку от компрессора 5 и T₂′ является температурой газа после теоретического изоэнтропического сжатия от давления P₁ до максимального давления P_b наддува посредством компрессора 5.

Здесь задается, что: π_c является отношением давлений (π_c=P_b/P₁); ΔT является разностью между давлением T₁ газа и температурой T₂′ после теоретического изоэнтропического сжатия (ΔT=T₂′-T₁) и η_comp (%) является эффективностью компрессора. Увеличение температуры газа выражается посредством ΔT/(η_comp/100).

Таким образом, температура T₂ газа после сжатия задается посредством формулы (3).

Дополнительно, температура T₃ газа задается посредством следующей формулы (4), извлеченной из вышеприведенной формулы (6), с использованием отношения π_c давлений.

Коэффициент в правой стороне вышеприведенной формулы (1) составляет приблизительно 0,67 при условии, что максимальное давление P_b наддува составляет 180 кПа, давление P₁ выше по потоку от компрессора 5 составляет 100 кПа, а удельная теплоемкость k составляет 1,4.

Таким образом, можно фактически исключать загрязнение расходомера 12 воздуха посредством обратного потока газа посредством простого задания пропускных способностей V₁ и V₂ впускных каналов таким образом, что они удовлетворяют следующему соотношению:

Здесь следует отметить, что хотя вышеописанный вариант осуществления, в частности, означает случай, в котором турбонагнетатель 3, имеющий компрессор 5 и турбину 4 с приводом от выхлопных газов, коаксиально соединенные друг с другом, приспосабливается в качестве нагнетателя, нагнетатель не ограничивается таким турбонагнетателем в настоящем варианте осуществления. Любой тип нагнетателя может применяться при условии, что впускное устройство оснащается рециркуляционным клапаном.

Реферат

Изобретение может быть использовано в двигателях внутреннего сгорания. Впускное устройство предназначено для двигателя (1) внутреннего сгорания с нагнетателем. Впускное устройство содержит впускной канал (10), оснащенный расходомером (12) воздуха, дроссельным клапаном (13) и рециркуляционным клапаном (17). Компрессор (5) нагнетателя расположен между дроссельным клапаном (13) и расходомером (12) воздуха. Рециркуляционный клапан (17) выполнен с возможностью сброса давления из области ниже по потоку от компрессора (5) в область выше по потоку от компрессора (5) в ходе закрытия дроссельного клапана (13). Канал (16) рециркуляции выхлопных газов (EGR) двигателя соединен с впускным каналом (10) с областью выше по потоку от компрессора (5). Пропускная способность (V) впускного канала (10) от расходомера (12) воздуха до соединения впускного канала и EGR-канала (16), пропускная способность (V) впускного канала от компрессора (5) до дроссельного клапана (13) и максимальное давление (P) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, связаны между собой следующим математическим выражением: V>V×(P-P/P)×(P/P), где Pявляется давлением выше по потоку от компрессора (5) и k является удельной теплоемкостью газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа ниже по потоку от компрессора (5). Раскрыт вариант выполнения впускного устройства. Технический результат заключается в предотвращении обратного протекания газовой смеси воздуха и EGR-газа в расходомер воздуха. 2 н. и 3 з.п. ф-лы, 2 ил.

Формула

1. Впускное устройство для двигателя внутреннего сгорания с нагнетателем, причем впускное устройство содержит впускной канал, оснащенный расходомером воздуха, дроссельным клапаном и рециркуляционным клапаном, компрессор нагнетателя, расположенный между дроссельным клапаном и расходомером воздуха, причем рециркуляционный клапан выполнен с возможностью сброса давления из области ниже по потоку от компрессора в область выше по потоку от компрессора в ходе закрытия дроссельного клапана, и канал рециркуляции выхлопных газов (EGR) двигателя внутреннего сгорания, соединенный с впускным каналом в соединении с областью выше по потоку от компрессора таким образом, что EGR-газ вводится в систему впуска через EGR-канал,
при этом пропускная способность (V₁) впускного канала от расходомера воздуха до соединения впускного канала и EGR-канала, пропускная способность (V₂) впускного канала от компрессора до дроссельного клапана и максимальное давление (P_b) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, задаются таким образом, что они удовлетворяют соотношению следующей формулы:

где P₁ является давлением выше по потоку от компрессора и k является удельной теплоемкостью газовой смеси из свежего воздуха и EGR-газа ниже по потоку от компрессора.

2. Впускное устройство для двигателя внутреннего сгорания с нагнетателем, причем впускное устройство содержит впускной канал, оснащенный расходомером воздуха, дроссельным клапаном и рециркуляционным клапаном, компрессор нагнетателя, расположенный между расходомером воздуха и дроссельным клапаном, причем рециркуляционный клапан выполнен с возможностью сброса давления из области ниже по потоку от компрессора в область выше по потоку от компрессора в ходе закрытия дроссельного клапана, и EGR-канал двигателя внутреннего сгорания, соединенный с впускным каналом в соединении с областью выше по потоку от компрессора таким образом, что EGR-газ вводится в систему впуска через EGR-канал,
при этом пропускная способность (V₁) впускного канала от расходомера воздуха до соединения впускного канала и EGR-канала, пропускная способность (V₂) впускного канала от компрессора до дроссельного клапана и максимальное давление (P_b) наддува в рабочем режиме, в котором выполняется введение EGR-газа, задаются таким образом, что они удовлетворяют соотношению следующей формулы:

где Р₁ является давлением выше по потоку от компрессора; Т₂ является температурой газа ниже по потоку от компрессора при максимальном давлении (P_b) наддува и Т₃ является температурой газа, выпускаемого выше по потоку от компрессора через рециркуляционный клапан.

3. Устройство по п. 2, в котором температура Т₂ газа задается посредством следующей формулы на основе эффективности (η_comp) компрессора:

где T₁ является температурой газа выше по потоку от компрессора, а Т₂′ является температурой газа после теоретического изоэнтропического сжатия посредством компрессора от давления (Р₁) выше по потоку от компрессора до максимального давления (P_b) наддува.

4. Устройство по п. 2, в котором температура Т₃ газа определяется посредством следующей формулы:

где π_с является отношением (P_b/P₁) давлений компрессора.

5. Устройство по п. 3, в котором температура Т₃ газа определяется посредством следующей формулы:

где π_c является отношением (P_b/P₁) давлений компрессора.