ES2339773T3

ES2339773T3 - Motor a piston de tipo diesel turbocomprimido y metodo para controlar dicho motor.

Info

Publication number: ES2339773T3
Application number: ES04733225T
Authority: ES
Inventors: Ulrich Gobert; Lars Sundin; Magnus Ising; Daniel Grunditz; Per Andersson; Kent Giselmo; Sebastian Krausche
Original assignee: Volvo Lastvagnar AB
Current assignee: Volvo Truck Corp
Priority date: 2003-05-15
Filing date: 2004-05-14
Publication date: 2010-05-25
Anticipated expiration: 2024-05-14
Also published as: BRPI0410364A; DE602004018915D1; JP2007502938A; DE602004020066D1; BRPI0410364B1; ATE421032T1; BRPI0410367A; ES2320452T3; CN100374696C; CN100376774C; JP4478685B2; US20060123781A1; US7937942B2; CN1791738A; SE525219C2; US7395668B2; CN100402812C; JP4718473B2; JP2006529016A; JP2007500313A

Abstract

Método para controlar un motor a pistón de tipo diesel que comprende al menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto de forma desplazable en cada cilindro, dicho pistón (53) está conectado a un cigüeñal (54), un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente en dicha cámara de combustión, y un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión (22) y un turbo de alta presión (18) dispuesto curso abajo de dicho turbo de baja presión (22), caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18), tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 60%, y que el mecanismo de control de unas válvulas de intercambio de gases está configurado para proporcionar al menos un primer intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a BMEP de 15 bar, en el que el rendimiento volumétrico dentro de dicho primer intervalo es inferior al 70%.

Description

Motor a pistón de tipo diesel turbocomprimido y método para controlar dicho motor.

Campo técnico

La presente invención se refiere a un método para controlar un motor a pistón, de acuerdo con el preámbulo de la reivindicación 1 de la patente. Más concretamente, se refiere a un método para controlar un motor de combustión interna de tipo diesel en el que el combustible se inyecta directamente en las cámaras de combustión para el encendido. La invención se refiere además a un motor a pistón de acuerdo con el preámbulo de la reivindicación 24 de la patente.

Técnica anterior

En un motor diesel de inyección directa estándar para vehículos de mercancías pesadas, es decir un motor diesel con una cubicaje entre 0,5 y 4 litros por cilindro, el motor está controlado para una combustión a una presión máxima de cilindro que alcanza aproximadamente 180 bar en BMEP de 22 bar (presión media efectiva al freno). En dicho motor, el combustible se inyecta directamente en las cámaras de combustión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 30 grados cuando el motor de combustión interna está bajo carga máxima. En carga máxima, la inyección se inicia normalmente 10-15 grados antes del punto muerto superior y continúa hasta aproximadamente 15-20 grados después del punto muerto dependiendo del punto de funcionamiento del motor. Un motor de combustión interna convencional de dicho tipo está equipado con un sistema turbo que tiene un rendimiento del mapa del turbo que alcanza aproximadamente el 55-60%. La presión máxima de carga del sistema turbo alcanza aproximadamente una presión absoluta de 330 kPa. Los motores diesel convencionales del tipo anteriormente mencionado tienen un rendimiento térmico que alcanza aproximadamente el 45-46% al máximo. Se entiende por rendimiento térmico la parte del contenido de energía del combustible que se libera durante la combustión que el motor es capaz de convertir en trabajo mecánico
útil.

Para el rendimiento del mapa del turbo \eta_{turbo}, es válida la siguiente relación: \eta_{turbo} = \eta_{compresor} \cdot \eta_{turbina} \cdot \eta_{mecánico}, donde \eta_{compresor} es el rendimiento de la etapa de compresor, \eta_{turbina} es el rendimiento de la turbina y \eta_{mecánico} es el rendimiento de la transmisión de fuerza entre turbina y compresor. Los respectivos rendimientos para la etapa de compresor y turbina se extraen de los gráficos producidos al probar, alternativamente mediante cálculo, con un flujo no pulsatorio sobre el componente. Se entiende por rendimiento del mapa del turbo, el rendimiento obtenida al multiplicar juntos valores de rendimiento para la etapa de la turbina y la etapa del compresor, extraídos de dichos gráficos, para los puntos de funcionamiento bajo los cuales se acciona el dispositivo, y al multiplicar el resultado por el rendimiento mecánico pertinente.

En los últimos años, los requisitos legales referidos a emisiones de motores diesel, especialmente en relación a las emisiones de compuestos de óxido de nitrógeno y partículas, se han ido endureciendo. La cantidad sustancial de óxidos de nitrógeno que se forma cuando el combustible se quema en un cilindro es dependiente de la temperatura y de la duración de la combustión. Una temperatura más alta conduce a una mayor parte de nitrógeno en el aire que se convierte en óxidos de nitrógeno. Una forma de reducir la cantidad de dióxido de nitrógeno formado es reducir la temperatura en la combustión. Reducir la temperatura en la combustión, sin embargo, genera problemas. En ciertas condiciones de funcionamiento, la cantidad de partículas de hollín se incrementa, lo cual puede tener como resultado en un motor, que por esta razón, fracase en la obtención del visto bueno bajo la legislación actual sobre emisiones. Además, el rendimiento térmico del motor de combustión interna puede disminuir cuando baja la temperatura. Los óxidos de nitrógeno formados durante la combustión pueden reducirse, sin embargo, y por lo tanto reconvertirse en nitrógeno mediante el tratamiento posterior de los gases en cámaras de reacción catalítica situadas en el conducto de escape. La presencia de cámaras de reacción catalítica eleva, sin embargo, la contrapresión del gas de escape. Una contrapresión del gas de escape incrementada genera una caída en el rendimiento térmico del motor de combustión interna. Además, las demandas de emisiones reducidas de partículas de hollín pueden requerir el uso de las así denominadas trampas de partículas, si el motor de combustión interna, en ciertos puntos de funcionamiento, genera cantidades excesivas de partículas, a fin de satisfacer los requisitos actuales sobre emisiones. Las trampas de partículas elevan además la contrapresión de escape incrementada y por lo tanto reducen el rendimiento térmico para el motor de combustión térmica.

Un problema al que se enfrentan los fabricantes de motores de combustión interna a los que se les imponen los requisitos legales respecto a los niveles máximos de emisiones permitidos de partículas de hollín y compuestos de óxido de nitrógeno se encuentra en el hecho que los niveles de emisiones permitidos que se requieren se están reduciendo constantemente. Las demandas de niveles de emisiones reducidos significan, primero, que el motor no puede optimizarse para un consumo bajo de combustible y, segundo, que se requiere equipamiento periférico para reducir las emisiones, lo que contribuye a un rendimiento térmico reducido para el motor de combustión interna.

Descripción de la invención

El objeto de la invención es proporcionar un método para controlar un motor de combustión interna, mediante el que se puede incrementar el rendimiento térmico del motor de combustión interna, mientras que continúan manteniéndose los requerimientos referidos a emisiones de óxidos de nitrógeno y partículas de hollín.

Este objeto se logra en virtud a un método de acuerdo con la parte caracterizada de la reivindicación 1 de patente.

Este objeto se logra en virtud del hecho que el turbo de baja presión y el turbo de alta presión instalados en el motor de combustión interna, tiene cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 60%, y que el mecanismo de control de las válvulas de intercambio de gases está configurado para proporcionar al menos un primer intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a BMEP de 15 bar, en el que el rendimiento volumétrico dentro de dicho primer intervalo es inferior al 70%.

El efecto de dicho mecanismo de control se explica a continuación con mayor detalle.

De acuerdo con una realización de la invención, las válvulas de intercambio de gases instaladas en dicha cámara de combustión están controladas de tal manera que, dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga entre BMEP de 5 y 30 bar y para velocidades medias del pistón entre 5 y 7,5 m/s, se proporciona un rendimiento volumétrico de los gases mínimo inferior al 85%. Por válvulas de intercambio de gases se entiende válvulas de admisión y válvulas de escape. El control se lleva a cabo al cambiar los tiempos de abertura y cierre de las válvulas de intercambio de gases en relación al tiempo de abertura y cierre respectivo dispuesto normalmente para el motor de combustión interna, dicho tiempo de abertura y cierre se dispone para proporcionar al motor de combustión interna del rendimiento volumétrico de los gases más alto posible. Un motor en el que las válvulas de admisión están controladas a fin de proporcionar un rendimiento volumétrico de los gases más bajo se refiere normalmente a un motor Miller. El concepto del motor Miller fue presentado en la patente US 2670595. De acuerdo con una realización adicional de la invención, el rendimiento volumétrico varía dependiendo de la carga en el motor de combustión interna y la velocidad media del pistón del motor de combustión interna. Se permite que el rendimiento volumétrico varíe entre 45 y 85% de acuerdo con lo que es evidente a partir de la figura 1. De acuerdo con una variante de esta realización, las válvulas de admisión se cierran tempranamente a fin de proporcionar un rendimiento volumétrico de los gases bajo. En un motor moderno estándar, el cierre de una válvula de admisión tiene lugar en una válvula sin holgura, hasta un ángulo del cigüeñal de 56 grados tras el punto muerto inferior. El efecto de esto es que el rendimiento volumétrico de los gases normalmente alcanza al menos un 90%. De acuerdo con la invención, donde se usa un perfil de leva fijo, se utilizan los tiempos de cerrado de la válvula de admisión (en una válvula sin holgura) que bajan a un ángulo del cigüeñal de 30 grados antes del punto muerto inferior en carga alta, y r.p.m. altas. También es posible hacer uso de válvulas de admisión electromecánicamente controladas y/o válvulas de escape electromecánicamente controladas. El proceso de abertura y cerrado, respectivamente, normalmente avanza más rápidamente con control de válvula electromecánico que si se utiliza una árbol de levas convencional. Esto significa que los tiempos de abertura y los tiempos de cierre han de ser cambiados en relación al uso de una válvula accionada por árbol de levas convencional. Los tiempos de abertura y los tiempos de cierre para válvulas electromecánicamente controladas se establecen en este caso para así obtener la deseada densidad de carga o rendimiento volumétrico de los gases en las cámaras de los cilindros.

Por rendimiento volumétrico de los gases se entiende la relación entre la cantidad de gas suministrado y el cubicaje de la cámara de combustión. Si se utiliza la recirculación de gas de escape, EGR, la cantidad de gas suministrado comprende la suma de la cantidad de gas suministrado y cantidad de aire suministrado. Si no se utiliza la EGR, la cantidad de gas suministrado simplemente comprende aire suministrado.

En un motor de combustión interna equipado con una o más unidades de turbo, el motor de combustión interna puede ser controlado para así priorizar la eficacia del proceso de combustión en los cilindros o priorizar el proceso del gas de la turbina para el sistema turbo mediante la optimización del rendimiento volumétrico de los gases del motor u optimización entre el proceso de combustión y el proceso del gas de la turbina respectivamente. Se mejora la eficacia del proceso de combustión en los cilindros al optimizar la cantidad de gas (que afecta a las pérdidas parásitas en forma de fricción, transferencia de calor y trabajo de intercambio de gases) que se suministra al proceso de combustión. La cantidad de gas es controlada mediante el rendimiento volumétrico de los gases (en la realización ilustrativa, al variar el punto de cierre para la válvula de admisión). El proceso del gas de la turbina se favorece también mediante el control del flujo de gas a través del motor. La opción óptima de rendimiento volumétrico de los gases para un punto de funcionamiento determinado es tal que el proceso del gas de la turbina y el proceso de combustión funcionan simultáneamente con un alto rendimiento del proceso. La opción óptima de rendimiento volumétrico de los gases es fuertemente dependiente del rendimiento del proceso para el proceso del gas de la turbina. Cuanto más alto sea el rendimiento de proceso para el proceso del gas de la turbina, más bajo es el rendimiento volumétrico de los gases óptimo para un punto de funcionamiento dado. Con un proceso del gas de la turbina muy efectivo (un rendimiento del mapa del turbo de al menos un 70% en un sistema en serie de dos etapas con refrigeración intermedia y refrigeración posterior), el rendimiento volumétrico de los gases óptimo se muestra inferior al 70% para los puntos de funcionamiento importantes para un motor diesel pesado.

Que el flujo de gas a través del motor es importante para el rendimiento térmico se muestra claramente en las figuras 2 y 3. Al variar el rendimiento volumétrico de los gases entre puntos de funcionamiento, el exceso de aire es capaz de controlarse. Para un motor de combustión interna con una disposición de turbo asignada, es el caso que para un rendimiento dado para el sistema turbo hay, para una relación aire-combustible deseada dada, un rendimiento volumétrico que optimiza el motor en término de rendimiento térmico. En la figura 2, el rendimiento térmico se muestra como una función del factor de exceso de aire \lambda para un sistema turbo que comprende un primer, turbo de baja presión y un segundo, turbo de alta presión dispuesto curso abajo de dicho turbo de baja presión, en el que el turbo de alta presión y el turbo de baja presión que forman el sistema turbo tienen un rendimiento que alcanza un 50%. Se puede ver a partir de la figura que el rendimiento volumétrico no es significativo para el rendimiento térmico para un factor de exceso de aire inferior a 1,8. Para factores de exceso de aire superiores a 1,8, es el caso en que un rendimiento volumétrico más bajo produce un rendimiento térmico más bajo para un valor dado del factor de exceso de aire.

En la figura 3, el rendimiento térmico se muestra como una función del factor de exceso de aire para un sistema turbo que comprende un primer, compresor de baja presión y un segundo, turbo de alta presión dispuestos curso abajo de dicho turbo de baja presión, en el que las etapas del turbo hacen que el sistema turbo tenga un rendimiento que alcance el 70%. Es evidente a partir de esta figura que un rendimiento volumétrico más bajo produce un rendimiento térmico más alto para un valor dado del factor de exceso de aire. Es decir, que cuando el rendimiento del mapa del turbo por etapa de turbo es suficientemente alto, es decir de acuerdo con una primera realización el rendimiento del mapa del turbo es superior al 60%, de acuerdo con una segunda, realización preferida el rendimiento del mapa del turbo es superior al 65% y de acuerdo a una tercera, realización preferida adicionalmente el rendimiento del mapa del turbo es superior al 70%, entonces el rendimiento térmico se incrementa con un rendimiento volumétrico reducida. Además se puede ver que el rendimiento térmico es relativamente constante para factores normales de exceso de aire dentro del intervalo 1,7-2,1 en rendimiento volumétrico bajo. Por otro lado, el rendimiento térmico desciende fuertemente con el rendimiento volumétrico incrementado. Preferentemente, se asegura que el rendimiento volumétrico sea inferior al 70%, preferentemente inferior al 60%, a una velocidad media del pistón de 6,25 m/s y a una carga del motor que alcanza BMEP de 26 bar.

Las figuras 4-6 muestran el rendimiento térmico expresado como BSFC (Consumo específico de combustible al freno) como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión. Los estudios se refieren a un motor de combustión interna dotado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas. La válvula de admisión se controla mediante un árbol de levas con perfil de leva fijo. Si se utiliza una válvula de admisión electromecánicamente controlada, los tiempos de las válvulas, debido al hecho de que dichas válvulas tienen procesos de abertura y cierre más rápidos, necesitarán cambiarse a fin de obtener el rendimiento volumétrico de los gases deseado en el flujo de gas a través de los cilindros.

Se puede ver en las figuras 4-6 que el BSFC se incrementa fuertemente durante los tiempos de cierre de la válvula de admisión, inferiores a un ángulo de cigüeñal de 500 grados. Esto es dependiente del rendimiento volumétrico de los gases disminuyendo cada vez más rápido en esta región.

La figura 4 representa el rendimiento térmico expresado como BSFC (Consumo Específico de Combustible al Freno), como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional con un rendimiento convencional alcanzando aproximadamente el 56% para una pareja compresor/turbina. El motor está diseñado para una rápida combustión de acuerdo con la invención. En este caso, puede verse que el rendimiento térmico no se ve afectado de forma significativa por el uso de un rendimiento volumétrico bajo.

La figura 5 representa el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas mejorado con un rendimiento mejorado alcanzando aproximadamente el 65% para una pareja compresor/turbina. El motor está diseñado para una rápida combustión de acuerdo con la invención. En este caso, puede verse que el rendimiento térmico se eleva hasta alcanzar un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 515 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 25 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 1,9 (línea continua); un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 525 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 15 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 2,1 (línea discontinua); y un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 535 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 5 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 2,3 (línea de puntos). El punto óptimo se vuelve menos claro cuando el valor del factor de exceso de aire lambda se eleva.

La figura 6 representa el rendimiento térmico expresado como BSFC (Consumo Específico de Combustible al Freno) como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional con un rendimiento mejorado alcanzando aproximadamente el 70% para una pareja compresor/turbina. El motor está diseñado para una rápida combustión de acuerdo con la invención. En este caso, puede verse que el rendimiento térmico se eleva, es decir que el BSFC desciende, hasta alcanzar un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 505 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 35 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 1,9 (línea continua); un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 515 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 25 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 2,1 (línea discontinua); y un punto óptimo en un tiempo de cierre de la válvula de admisión aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 525 grados, es decir un ángulo del cigüeñal de 15 grados antes del punto muerto inferior, para un valor de lambda de 2,3 (línea de puntos). En este caso, el beneficio de un cierre temprano de la válvula de admisión parece incluso más claro que cuando se utiliza una disposición de turbo con un rendimiento del 65% por etapa. Además, la curva para el factor de exceso de aire lambda = 2,3 continua presentando un punto óptimo claro para el cierre temprano de la válvula de admisión.

En los diseños de motores conocidos previamente, se ha desestimado el concepto Miller, ya que no podría contribuir significativamente a incrementar el rendimiento térmico para el motor. Esta realización preferida de la invención hace uso del hecho sorprendente que, al usar motores de combustión interna con combustión rápida, es decir un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12 grados/(bar x m/s), junto una disposición de turbo de dos etapas en la que cada etapa comprende una pareja turbina/compresor con un rendimiento mecánico superior al 60%, preferentemente superior al 65%, y especial y preferentemente alcanzando al menos un 70%, se logra un rendimiento térmico incrementado al asegurar que el motor de combustión interna puede funcionar dentro de un intervalo de funcionamiento con un rendimiento volumétrico relativamente bajo y en el que, al mismo tiempo, el rendimiento térmico es alto.

De acuerdo con una realización de la invención, las válvulas de intercambio de gases instaladas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico que puede variar entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor. De acuerdo con una realización de la invención, se utilizan las válvulas de intercambio de gases, el proceso de abertura y cierre de las cuales es regulable.

De acuerdo con esta realización de la invención, en el motor de combustión térmica se asegura la cantidad correcta de aire al variar el tiempo de cierre de las válvulas de admisión de la cámara de combustión, dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna. De acuerdo con una variante de esta realización, las válvulas de intercambio de gases están controladas para así proporcionar al menos un primer intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a BMEP de 15 bar, en la que el rendimiento volumétrico dentro de dicho primer intervalo es inferior al 70%. Se puede lograr la variación del rendimiento volumétrico de los gases al presentar válvulas controladas electrónicamente, válvulas controladas mecánicamente con perfil variable de leva o al, en alguna otra forma conocida por la persona experta en la técnica, variar los tiempos de cierre para las válvulas de un motor de combustión
interna.

En el siguiente ejemplo, se muestran tiempos de cierre adecuados para la válvula de admisión donde se utiliza un árbol de levas con perfil fijo de levas. El ejemplo muestra cómo debería escogerse el rendimiento volumétrico de los gases a fin de obtener un buen rendimiento térmico.

De acuerdo con una primera realización ilustrativa, el cierre de la válvula de admisión se presenta dentro del rango de un ángulo del cigüeñal de 30 grados antes del punto muerto inferior a un ángulo del cigüeñal de 20 grados después del punto muerto inferior para una disposición de turbo con un rendimiento del 65% por etapa.

En resumen, se desprende que preferentemente, la válvula de admisión debería cerrarse aproximadamente a un ángulo del cigüeñal 10 grados antes del punto muerto inferior, es decir aproximadamente un ángulo del cigüeñal 20- 0 grados antes del punto muerto inferior, para un lambda entre 2,1 y 2,3, y aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 20 grados antes del punto muerto inferior, es decir aproximadamente un ángulo del cigüeñal 30-10 grados antes del punto muerto inferior, para un lambda que alcanza 1,9 para una disposición de turbo con un rendimiento del 65% por etapa.

Cuando hay una disposición de turbo con un rendimiento del 70% por unidad de turbo, es el caso en el que preferentemente la válvula de admisión debería cerrarse aproximadamente a un ángulo del cigüeñal 20 grados antes del punto muerto inferior, es decir aproximadamente un ángulo del cigüeñal 30-10 grados antes del punto muerto inferior, para un lambda entre 2,1 y 2,3, y aproximadamente a un ángulo del cigüeñal de 30 grados antes del punto muerto inferior, es decir aproximadamente un ángulo del cigüeñal 40-20 grados antes del punto muerto inferior.

En las realizaciones de la invención ilustradas anteriormente, el cierre temprano de la válvula de admisión tiene como resultado el descenso del rendimiento volumétrico por debajo del 85%. En ciertos escenarios de funcionamiento, el rendimiento volumétrico será tan bajo como el 48% en un punto óptimo para el rendimiento volumétrico del motor de combustión interna.

También se ha mostrado que la formación de NOx desciende si el cierre de la válvula de admisión se presenta de acuerdo con lo descrito anteriormente. En las figuras 4-6, se muestra la formación de NOx como una función del tiempo de cierre para la válvula de admisión. Esto también contribuye a mejorar el rendimiento térmico, ya que se requiere menos tratamiento posterior de escape, que, en sí mismo, añade carga sobre el motor de combustión
interna.

De acuerdo con una realización, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire (\lambda) superior a 1,9. Al utilizar un exceso de aire mayor de lo normal, se incrementa el rendimiento térmico del motor de combustión interna, al mismo tiempo que disminuye el hollín con una formación de NOx sostenida.

De acuerdo con variantes preferidas de la invención, se logra el rendimiento volumétrico reducido al cerrarse las válvulas de admisión antes del punto muerto inferior. En estos casos, el rendimiento volumétrico se reduce en la expansión del aire presente en la cámara de combustión cuando el pistón se desplaza desde la posición del pistón en el momento del cierre de la válvula de admisión y punto muerto inferior. Esta expansión conduce a reducir en alguna medida la temperatura de la cámara de combustión. El aire refrigerado ayuda, a su vez, a reducir la cantidad de NOx formada en la combustión. Además disminuye la carga térmica sobre el sistema de refrigeración del motor de combustión interna, lo que contribuye a pérdidas por refrigeración más pequeñas y por lo tanto un rendimiento térmico incrementado para el motor.

De acuerdo con una realización de la invención, se utiliza una leva fija, produciendo un bajo rendimiento volumétrico de los gases. Por leva fija se entiende un dispositivo de abertura y cierre mecánicamente controlado, en el que el tiempo de abertura y el tiempo de cierre no pueden ser variados. De acuerdo con una variante de la realización, el rendimiento volumétrico deseado se logra al cerrar la válvula de admisión antes del punto muerto inferior. Dicho motor está adaptado a instalaciones fijas en las que el motor debe ser accionado con buen rendimiento en un punto de funcionamiento.

De acuerdo con una realización de la invención, se utilizan las válvulas de intercambio de gases, el proceso de abertura y/o cierre de las cuales es regulable. En este caso, las válvulas de intercambio de gases instaladas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico que varíe entre un 45% y un 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor.

La variación se lleva a cabo preferentemente tal que el tiempo de cierre de la válvula de admisión se adelanta con carga del motor y velocidad de motor incrementadas. Un ejemplo de cómo la variación del tiempo de cierre puede llevarse a cabo se muestra en la figura 7. En esta realización ilustrativa, el cierre más temprano posible en todos los puntos de funcionamiento se emplea en una velocidad del motor de 1500 r.p.m. El punto de cierre se establece en un ángulo del cigüeñal de 520 grados. Tradicionalmente, el punto de cierre se establece en un ángulo del cigüeñal de 596 grados. A una velocidad del motor de 1250 r.p.m., el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 520 grados se utiliza en carga plena y carga parcial correspondiente al 75% de la carga plena. Para carga parcial correspondiente al 50% de la carga plena, se utiliza el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 550 grados, y para carga parcial correspondiente al 25% de la carga plena, se utiliza el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 596 grados. A una velocidad del motor de 1000 r.p.m., el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 520 grados se utiliza en carga plena. Para carga parcial correspondiente al 75% de la carga plena, se utiliza el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 550 grados. Para las cargas parciales correspondientes al 50% y al 25% de la carga plena, se utiliza el punto de cierre en un ángulo del cigüeñal de 596 grados. De acuerdo con esta realización, se utiliza la variación del punto de cierre para asegurar que a la cámara de combustión del motor de combustión interna se le proporciona la cantidad correcta de aire bajo condiciones variables de funcionamiento. El sistema de sobrealimentación puede de este modo ser más libremente controlado a fin de asegurar que el sistema de sobrealimentación funciona bajo condiciones de funcionamiento que permiten buen rendimiento para el sistema de sobrealimentación. El hecho que la válvula de admisión permanezca abierta durante más tiempo bajo carga baja y velocidad del motor baja significa que el motor de combustión interna obtiene una muy buena respuesta de transición dentro de este intervalo de trabajo. En la presente solicitud, el punto de cierre está dimensionado tal que el punto muerto superior, en relación con la abertura de la válvula de admisión en la fase de admisión en un motor de combustión interna de cuatro tiempos, se sitúa en 360º. El siguiente punto muerto inferior se sitúa en 540º.

En motores de combustión interna de tipo diesel convencionales, la inyección ha de iniciarse de forma temprana, en un ángulo del cigüeñal de 10-15 grados antes del punto muerto superior, a fin de asegurar que una cantidad suficiente de combustible se suministra antes del punto muerto superior, aliviando de esta forma los efectos adversos que surgen de la inyección sobre una cámara de combustión expandida y por tanto refrigerada. Ejemplos de tales efectos adversos son un rendimiento térmico disminuido e incremento de hollín. En motores de combustión interna de tipo diesel convencionales, además, la inyección continúa hasta un ángulo del cigüeñal de 15-20 grados tras el punto muerto superior. La combustión lenta conduce a una gran cantidad de calor que se evacua al sistema de refrigeración del motor de combustión interna, dando como resultado una reducción en el rendimiento térmico del motor de combustión interna. En la combustión lenta, además, los gases de escape calientes son evacuados en gran medida, contribuyendo además de este modo a un rendimiento térmico reducido. Un acortamiento sensible del tiempo de inyección en relación a los motores diesel de inyección directa conocidos asegura que los problemas vinculados a un tiempo de inyección largo se reducen y que el rendimiento térmico para el motor se incrementa de este modo. De acuerdo con una realización de la invención, el combustible se inyecta desde dicho dispositivo de inyección con un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12 grados/(bar x m/s), cuando la carga sobre el motor de combustión interna es superior a BMEP de 7 bar.

El tiempo específico de inyección es una medida, independiente del tamaño del motor, de la duración del tiempo de inyección. El tiempo específico de inyección (\varphi_{spec}) se calcula con la ayuda del tiempo de inyección (\varphi_{inj}) en grados de ángulo del cigüeñal, la presión media efectiva (BMEP) en bar y la velocidad media del pistón (v_{p}) en m/s, como sigue:

1

BMEP se define como sigue:

2

donde T_{freno} constituye el momento de frenada medido en el cigüeñal en Nm y V constituye la cubicaje en m^{3}. BMEP es de este modo un valor medio, independiente del tamaño del motor, del momento suministrado por el cigüeñal durante un ciclo completo incluido en la fase de admisión, fase de compresión, fase de expansión y fase de escape.

La duración del tiempo de inyección se define como la distancia en grados del ángulo del cigüeñal entre el 50% de la alzada de la aguja respecto a un lado de abertura y de cierre. En la figura 8, se muestra un gráfico en representación esquemática, dicho gráfico muestra la alzada de la aguja como una función del ángulo del cigüeñal. Tanto el lado que describe la abertura de la válvula de inyección O como el lado que describe el cierre de la válvula de inyección C son relativamente pronunciados. Normalmente hay un pequeño exceso Os en la fase de abertura que depende de las propiedades elásticas de la válvula de inyección. Antes del comienzo de la abertura, pueden tener lugar unas determinadas y pequeñas desviaciones B de la posición cero. Además, el fenómeno de retroceso R puede tener como resultado que el instante de cierre para la válvula de inyección sea indefinido. A fin de eliminar dificultades en determinar el tiempo de inyección, se define de acuerdo con lo anteriormente descrito como la distancia D en grados de ángulo del cigüeñal entre el 50% de la alzada de la aguja respecto del lado de abertura O y del lado de cierre C.

La invención utiliza un tiempo relativo de inyección corto bajo altas cargas y r.p.m., relativas. El valor umbral para el tiempo específico de inyección de un ángulo del cigüeñal de 0,12 grados/(bar x m/s), se elige tal que el tiempo de inyección medido en grados del ángulo del cigüeñal sea inferior a un ángulo del cigüeñal de 18 grados a BMEP de 22 bar y una velocidad media del pistón de 7,5 m/s. La BMEP de 22 bar corresponde aproximadamente a carga plena para un motor diesel moderno par vehículos de carga pesada.

En las figuras 9a-9d se muestran mediciones del tiempo de inyección para un número de escenarios de funcionamiento.

En el curso del desarrollo de la invención, los estudios han mostrado que se obtiene un efecto especialmente favorable sobre el rendimiento térmico del motor de combustión interna a BMEP más altas. En realizaciones preferidas de la invención, el criterio mencionado se modifica en cierta medida con el resultado que el tiempo específico de inyección sea inferior a un ángulo del cigüeñal de 0, 0 95 grados/(bar x m/s) y a un ángulo del cigüeñal de 0,09 grados/(bar x m/s), a una carga del motor superior a BMEP de 12 bar y especialmente a una carga superior a BMEP de 18 bar. El tiempo específico de inyección como una función de la carga sobre el motor de combustión interna para un conjunto de velocidades medias de pistón, se muestra en la figura 10.

De acuerdo con una realización de la invención, el suministro de combustible se inicia dentro del intervalo de un ángulo del cigüeñal de 10 grados antes del punto muerto superior y un ángulo del cigüeñal de 1 grado tras el punto muerto superior. Los cálculos registrados en la figura 11 muestran que el rendimiento térmico depende fuertemente del punto de partida para la inyección. La inyección tiene lugar preferentemente entre un ángulo del cigüeñal de 8 grados antes del punto muerto superior y el punto muerto superior. Al proporcionar un punto de partida del tiempo de inyección de acuerdo con lo anteriormente propuesto, se asegura una reducción en las pérdidas parásitas debidas a la transferencia de calor y fricción. La duración de la inyección también tiene un marcado efecto sobre el consumo de combustible.

El motor de combustión interna se sobrealimenta mediante un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión y un turbo de alta presión con refrigeración intermedia. De acuerdo con una primera variante de la sexta realización, el turbo de alta presión y el turbo de baja presión en este sistema turbo tienen un rendimiento superior al 60%. En una segunda variante, el rendimiento es superior al 65%. En una tercera variante, el rendimiento es superior al 70%. Un sistema turbo con un rendimiento del mapa del turbo de aproximadamente el 70% se describe en relación con las figuras 12-15. Este sistema turbo comprende un turbo de baja presión y un turbo de alta presión con refrigeración intermedia. Los cálculos han mostrado que la combustión rápida, junto con el tiempo de cerrado variable de la válvula de admisión, tiene como resultado una elevación del rendimiento térmico para el motor de combustión interna de 0,15 puntos porcentuales para un incremento de un punto porcentual en el rendimiento del mapa del turbo. Cuando se utiliza un motor controlado convencionalmente, el rendimiento térmico se eleva justo en 0,05 puntos porcentuales para un incremento de un punto porcentual en el rendimiento del mapa del turbo. Esta baja contribución a la mejora del rendimiento térmico ha significado históricamente que el rendimiento para la parte del compresor en turbinas de una sola etapa haya sido mejorado sólo en justo unos pocos puntos porcentuales tras los últimos 25 años. En turbo compresores conocidos comercialmente disponibles para camiones, el rendimiento ha sido mejorado desde aproximadamente un rendimiento del 77% en 1977 a aproximadamente un rendimiento del 79% en 2000. Simplemente, no ha valido la pena realizar mejoras adicionales en el rendimiento. En el nuevo sistema turbo descrito en relación a las figuras 12-15, el compresor de baja presión y el compresor de alta presión tienen un rendimiento de aproximadamente el 83%.

Adicionalmente a fin de elevar el rendimiento térmico, el conducto de escape, la cubierta de la turbina y el colector de escape, es decir todas las piezas que se calientan claramente mediante los gases de escape, están dotadas con revestimiento aislante del calor. Esto conduce en una disminución de la transferencia de calor al conducto de escape, permitiendo recuperar una mayor parte de energía en el sistema de sobrealimentación.

Con vista a una elevación adicional del rendimiento térmico, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión puede regularse para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP bar. En una realización preferida, el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se regula para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP bar y en una variante adicional el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se regula para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP bar.

La invención puede ajustarse mediante combinaciones de las varias realizaciones y variantes.

La invención también se refiere a un motor de combustión interna en el que los fundamentos anteriores se utilizan. Esta invención se pone de manifiesto en un motor de combustión interna de acuerdo con la parte caracterizada de la reivindicación 24 de la patente.

Se ponen de manifiesto realizaciones de la invención en las patentes dependientes 25-48 de la patente.

Descripción de las figuras

A continuación se describirá una realización de la invención en relación de las figuras adjuntas, en las que:

la fig. 1 muestra un rendimiento volumétrico óptimo como una función de la carga del motor,

la fig. 2 muestra el rendimiento térmico como una función del factor de exceso de aire para un sistema turbo con un rendimiento del mapa del turbo alcanzando un 50% por etapa,

la fig. 3 muestra el rendimiento térmico como una función del factor de exceso de aire para un sistema turbo con un rendimiento del mapa del turbo alcanzando un 70% por etapa,

la fig. 4 muestra el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor con un sistema de sobrealimentación de dos etapas convencional,

la fig. 5 muestra el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas con un rendimiento del mapa del turbo mejorado alcanzando aproximadamente el 65%,

la fig. 6 muestra el rendimiento térmico expresado como una función del tiempo de cierre de la válvula de admisión para un motor equipado con un sistema de sobrealimentación de dos etapas con un rendimiento del mapa del turbo mejorado alcanzando aproximadamente el 70%,

la fig. 7 muestra un ejemplo de cómo la variación del tiempo de cierre para la válvula de admisión puede ser llevada a cabo,

la fig. 8 muestra en representación esquemática un gráfico que presenta la alzada de la aguja en un inyector como una función de los grados del ángulo del cigüeñal,

las fig. 9a-d muestran mediciones de la alzada de la aguja como una función de los grados del ángulo del cigüeñal para un número de escenarios de funcionamiento,

la fig. 10 muestra el tiempo específico de inyección como una función de la BMEP del motor de combustión interna para un conjunto de velocidades medias de pistón,

la fig. 11 muestra la dependencia del rendimiento térmico del punto de partida y la duración de la inyección,

la fig. 12 muestra en representación esquemática un motor de combustión interna con un sistema de turbocompresor de dos etapas,

la fig. 13 es una sección longitudinal a través de las dos etapas del turbocompresor que forman el sistema de turbocompresor,

la fig. 14 muestra en una vista en planta parcialmente recortada una rueda de compresor usada en el sistema de turbocompresor,

la fig. 15 muestra en una vista en planta la rueda de la turbina de la turbina de alta presión,

la fig. 16 muestra en representación esquemática un motor de combustión interna controlado para obtener un buen rendimiento térmico.

Realización

La fig. 16 representa esquemáticamente un motor de combustión interna controlado para obtener un buen rendimiento térmico. El motor de combustión interna 51 es del tipo de motor a pistón y comprende un conjunto de cámaras de combustión, cada una formada por un cilindro 52, un pistón 53 dispuesto de forma desplazable en cada cilindro, dicho pistón está conectado a un cigüeñal 54 mediante una biela 55. La cámara de combustión está dotada de un dispositivo de inyección 56 diseñado para inyectar combustible directamente en dicha cámara de combustión. El dispositivo de inyección está diseñado para proporcionar un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12 grados/(bar x m/s) dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a BMEP de 6 bar.

Con este fin, el dispositivo de inyección comprende una boquilla de inyección que permite un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12 grados/(bar x m/s). Para un motor de combustión interna con un cubicaje de 2 l/cilindro, se utiliza preferentemente un pulverizador con una sección de orificio incrementada en relación a los pulverizadores convencionales. Es deseable, además, regular el equipo de inyección tal que la velocidad de la inyección medida en metros/segundo permanece aproximadamente la misma que los inyectores convencionales. El caudal para el pulverizador es superior a 2,5 l/minuto para un motor con un cubicaje que alcanza 2 l/cilindro. Para la configuración de los dispositivos de inyección que permiten un rápido tiempo de inyección, se hace referencia a los documentos US 5302745 y US 6349706, cuyas descripciones están incorporadas dentro del presente documento. La configuración de leva de inyector y boquilla del pulverizador para la consecución de un tiempo específico de inyección deseado es familiar para una persona experta en la técnica.

Cada cámara de cilindro 52 está dotada con al menos una válvula de admisión 57 y una válvula de escape 58. Las válvulas están preferentemente dispuestas tal que permiten al motor de combustión interna funcionar bajo un rendimiento volumétrico bajo de acuerdo con lo mencionado anteriormente. Con este fin, la válvula de admisión y/o la válvula de escape pueden estar dotadas con levas fijas que permiten un rendimiento volumétrico óptimamente bajo en un estado de funcionamiento fijo. Esto es posible cuando se usa el motor en una instalación con carga constante. Cuando el motor se vaya a usar en una instalación con carga variable, se utilizan preferentemente los actuadores de válvula 59, 60, los cuales permiten ajustar la abertura y el cierre de la válvula de admisión y/o la válvula de escape. La abertura y el cierre regulables de las válvulas de intercambio de gases son previamente por sí conocidos. Se proporcionan ejemplos de dispositivos para conseguir abertura y/o cierre de válvulas variables en los documentos US 6257190, US 6053134, US 5537961, US 5103779, cuyas descripciones están incorporadas dentro del presente documento. Para la modificación del punto de abertura y/o cierre de la válvula de admisión 57 y la válvula de escape 58 respectivamente, se proporciona una unidad de control 61. La unidad de control 61 se comunica con el respectivo actuador de válvula 59, 60 para la modificación del tiempo de abertura y/o cierre. La unidad de control comprende una primera representación, en la que el rendimiento volumétrico deseado se indica como una función de la carga del motor y de la velocidad media del pistón. La representación puede configurarse en forma de matriz y representa una gráfica similar a la que se muestra en la figura 1. Los valores de medición que se almacenan en la matriz se basan en mediciones en banco de pruebas en las que el rendimiento volumétrico es óptimo para obtener rendimiento térmico máximo, mientras se satisfacen los requerimientos actuales sobre emisiones. La matriz se almacena como una base de datos 62, en la que un rendimiento volumétrico deseado \eta se proporciona mediante datos de entrada en forma de velocidad de motor n y carga de motor, por ejemplo expresada en BMEP. La información sobre la velocidad del motor se obtiene en una forma conocida, por ejemplo mediante una recogida inductiva, que detecta el paso de los dientes de una corona dentada montada sobre el cigüeñal. La información sobre la carga del motor se puede obtener, por ejemplo, a partir de datos relacionados con la cantidad de combustible inyectado o por medición directa a partir de transmisores de par. También hay información en relación a un factor de exceso de aire deseado, o cuando sea apropiado, factor de exceso de aire equivalente deseado, cuando el motor de combustión interna esté dotado con recirculación de gas de escape. Por factor de exceso de aire equivalente se entiende la relación entre una masa particular de aire y la masa del aire que permite una combustión estequiométrica. Esta información se almacena como una representación 13 relacionada con el exceso de aire deseado como una función de carga y velocidad del motor. A partir de la información sobre el rendimiento volumétrico deseado o, cuando se utilice EGR, factor de exceso de aire equivalente, los tiempos de abertura y los tiempos de cierre de las válvulas de intercambio de gases 59, 60 se generan en una tercera representación 64. De acuerdo con una realización de la invención, las representaciones 62-64 pueden expresarse simplemente en una única representación en la que el tiempo de cierre de esta válvula de admisión se indica como una función de la carga del motor y de la velocidad del motor. Un ejemplo de dicha representación puede encontrarse en la figura 7.

De acuerdo con una realización de la invención, se usa un sistema de sobrealimentación que será descrito con mayor detalle a continuación. El sistema de sobrealimentación está previsto para, en primer lugar, motores diesel con un cubicaje de entre aproximadamente 6 y aproximadamente 20 litros, para uso preferentemente en vehículos de carga pesada tales como camiones, autobuses y maquinaria de construcción. El sistema de sobrealimentación tiene la característica que ofrece una sobrealimentación considerablemente más efectiva que los sistemas actuales. La sobrealimentación se realiza en dos etapas con dos compresores de tipo radial, conectados en serie con refrigeración intermedia. La primera etapa de compresor, referido como el compresor de baja presión, es accionada mediante una turbina de baja presión del tipo axial. La segunda etapa del compresor, el compresor de alta presión, es accionada mediante una turbina de alta presión del tipo radial.

La Fig. 12 muestra un bloque motor 10 con seis cilindros 11 del motor, que se comunican de forma tradicional con un colector de admisión 12 y dos colectores de escape separados 13, 14. Cada uno de esto dos colectores de escape recibe gases de escape de tres de los cilindros del motor. Los gases de escape se dirigen a través de tuberías separadas 15, 16 hasta una turbina 17 en una unidad turbo de alta presión 18, que comprende un compresor 19 montado sobre un eje común con la turbina 17.

Los gases de escape son dirigidos hacia delante a través de la tubería 20 a una turbina 21 en una unidad turbo de baja presión 22, que comprende un compresor 23 montado sobre un eje común con la turbina 21. Los gases de escape son finalmente dirigidos hacia delante a través de una tubería 24 al sistema de escape del motor, que puede comprender unidades para el tratamiento posterior de los gases de escape.

Se deja entrar aire de admisión filtrado en el motor a través de la tubería 25 y se dirige al compresor 23 de la unidad turbo de baja presión 22. Una tubería 26 dirige el aire de admisión hacia delante a través de un primer refrigerador de aire sobrealimentado 27 al compresor 19 de la unidad turbo de alta presión 18. Tras esta sobrealimentación de dos etapas con refrigeración intermedia, el aire de admisión se dirige hacia delante a través de la tubería 28 a un segundo refrigerador de aire sobrealimentado 29, después de lo cual el aire de admisión alcanza el colector de admisión 12 mediante la tubería 30.

El sistema de sobrealimentación de acuerdo con esta realización se muestra con mayor detalle en la fig. 13, que ilustra las entradas dobles en espiral 15, 16 a la turbina de alta presión 17, cada una de las cuales proporciona a la mitad de la turbina con flujo de gas mediante raíles de guía de entrada 17a. La turbina de alta presión 17 es del tipo radial y está conectada a la turbina de baja presión 21 mediante el conducto 20 corto intermedio, que se puede usar ya que la turbina de baja presión es del tipo axial. Este recorrido corto del flujo minimiza las pérdidas de presión entre las etapas de turbina.

La turbina de alta presión 17 se monta junto con el compresor de alta presión 19 en el eje 31. La turbina de baja presión 21 se monta correspondientemente junto con el compresor de baja presión 23 en el eje 32. Las dos unidades turbo 18, 22 se orientan a lo largo de esencialmente el mismo eje longitudinal. El conducto intermedio 20 está equipado con juntas 33, que combaten las tensiones de la instalación y las fugas al permitir una cierta movilidad en las direcciones axial y radial, lo que absorbe las tensiones térmicas y determinadas deficiencias de
montaje.

La turbina de baja presión de tipo axial está dotada con raíles de guía de entrada 34, que están configurados para optimizar el trabajo cerca de la sección central de la turbina para un máximo rendimiento (la denominada configuración "compuesta fina" con un raíl guía en el que el centro de gravedad de los perfiles se extiende a lo largo de una línea curva, con vistas a distribuir el trabajo en la etapa de turbina, a fin de que se optimice hacia el centro del álabe de la turbina donde los efectos marginales y las pérdidas son mínimos). El compresor de baja presión es del tipo radial con álabes configurados con un gran campo de acción, como se describirá con mayor detalle a continuación en relación a la fig. 14. El compresor de alta presión 19 es asimismo del tipo radial, los álabes del cual están convenientemente orientados hacia atrás de forma correspondiente a aquellos en el compresor 23 de baja presión.

Puede verse a partir de la fig. 14 que un ángulo de álabe \beta_{b2}, entre una prolongación imaginaria del álabe 35 a lo largo de la línea central entre la parte interior y la parte extrema en la dirección de la tangente exterior y una línea 36 (en una representación de línea y raya) conectando el eje central de la rueda de compresor con el punto exterior del álabe, es, al menos de aproximadamente 40 grados, convenientemente al menos de aproximadamente 45-50 grados. Los turbocompresores disponibles en el mercado tienen ángulos de álabes \beta_{b2} entre aproximadamente 25 y aproximadamente 35 grados. En pruebas de un sistema de turbocompresor de acuerdo con esta realización, se ha probado ventajoso incrementar el ángulo de álabe al menos aproximadamente 40 grados. El efecto de este incremento en el ángulo de álabe consiste ante todo, en que la rueda de compresor con la turbina vinculada gira a una velocidad superior para una relación de presión dada. El incremento de velocidad significa que el diámetro, y por lo tanto el momento de inercia de la masa, de la rueda de turbina puede reducirse. Como un efecto lateral de esto, la respuesta transitoria del motor también se mejora, ya que el momento de inercia de la masa reducida significa que la rueda de turbina se puede acelerar más fácilmente hasta su intervalo efectivo de velocidad. Además, se incrementa el rendimiento del compresor, ante todo como resultado del diferencial reducido de velocidad entre el caudal a lo largo del lado de presión y del lado de aspiración del álabe, dirigiendo a menos caudal secundario y por lo tanto menos pérdidas, y como resultado de una reducción en la velocidad del caudal en la salida del rotor, conduciendo a pérdidas menores en el difusor siguiente.

Ambos compresores están dotados de raíles guía curso abajo de la respectiva rueda de compresor a fin de optimizar la acumulación de presión. Este difusor es ventajosamente del tipo LSA (perfil de baja solidez), señalando un difusor con álabes configurados aerodinámicamente cuya longitud tiene una relación con la distancia entre los álabes (separación) en un intervalo entre 0,75 y 1,5.

Se coloca un difusor de salida 37 tras la turbina de baja presión 21 a fin de recuperar la presión dinámica que deja la turbina. El difusor se abre hacia fuera en un colector de escape 38, que guía los gases de escape fuera de la tubería de escape 24. El difusor está diseñado como un conducto anular con una entrada axial y una salida prácticamente radial. El conducto exterior del difusor está cerrado con un saliente 37a a fin de impedir que el caudal saliente se vea perturbado por los gases recirculantes del colector siguiente. Este saliente 37a puede colocarse asimétricamente a fin de reducir el tamaño del colector. El saliente tiene su mayor cota radial directamente enfrente de la salida del colector de escape 38 y su menor cota radial en el lado diametralmente opuesto.

La turbina de alta presión 17 mostrada en la fig. 15, que acciona el compresor de alta presión 19, es del tipo radial, con una rueda de turbina que, para un giro relativamente de alta velocidad, está hecho de un diámetro pequeño. Esto hace posible evitar aquellos tipos de cavidades 39 en el centro de la rueda de turbina 40 que se utilizan normalmente en la técnica anterior en turbinas de este tipo (llamada "ondulado"). Estas cavidades 39 se muestran con líneas discontinuas en la fig. 15, simplemente a fin de ilustrar la técnica anterior. Como resultado de la eliminación de estas cavidades, la rueda de turbina es capaz de funcionar más eficientemente para un rendimiento global mayor.

Las turbinas tienen raíles de guía de entrada curso arriba de cada rueda para un caudal óptimo contra la rueda. La disposición comprendiendo una turbina de alta presión de tipo radial y de baja presión de tipo axial significa que, las pérdidas de caudal entre las etapas de turbina pueden minimizarse por medio de un conducto intermedio corto. La turbina de alta presión se ha dotado con una entrada doble en espiral a fin de hacer un uso óptimo de la energía en los gases de escape del motor diesel. En variantes de la realización pueden además, sin embargo, utilizarse en admisiones convencionales con admisiones únicas, dobles o múltiples.

A fin de producir una presión adecuada para un motor diesel de 6 a 20 litros de cubicaje, aproximadamente 4-6 bar de presión absoluta, cada compresor sólo necesita tener un incremento de presión de 2-2,5 veces la presión de admisión y por tanto se optimiza para relaciones de baja presión inferiores a los compresores normales de una única etapa.

El sistema de turbocompresor que se describe anteriormente puede ser aplicado ventajosamente a un motor diesel de cuatro tiempos con la denominada operativa Miller, lo que significa que parte de la compresión efectiva se transfiere fuera del cilindro a los turbo compresores con la posterior refrigeración en los refrigeradores de aire sobrealimentado, después de lo cual la temperatura del volumen de aire se reduce, lo que produce un proceso termodinámicamente más efectivo en el cilindro y emisiones de escape inferiores, por ejemplo óxidos de nitrógeno (NOx).

El sistema de turbocompresor puede usarse además para motores con recirculación de gas de escape del tipo "EGR de trayecto largo", es decir en los que pueden extraerse gases de escape tras la salida de la turbina de baja presión 21 y recirculado al lado de admisión del motor, antes de la entrada del compresor de baja presión.

A fin de reducir las emisiones del motor de combustión interna, el motor de combustión interna puede estar equipado con medios para la reducción catalítica de los gases de escape, posiblemente en combinación con EGR. Un ejemplo de una técnica existente para la reducción catalítica selectiva de óxidos de nitrógeno se proporciona en el documento US 6063350, cuya descripción se incorpora dentro de la presente solicitud.

El motor de combustión interna pude además estar equipado con un filtro de partículas para reducir las emisiones de hollín del motor de combustión interna. Un ejemplo de un filtro de partículas que puede utilizarse junto con un motor que utiliza un mecanismo de control del motor de acuerdo con la presente invención se proporciona en el documento US 4902487, cuya descripción se incorpora dentro de la presente solicitud.

La invención no debería considerarse limitada a las realizaciones descritas anteriormente, sino que se pueden modificar libremente dentro del ámbito de las siguientes reivindicaciones de patente.

Claims

1. Método para controlar un motor a pistón de tipo diesel que comprende al menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto de forma desplazable en cada cilindro, dicho pistón (53) está conectado a un cigüeñal (54), un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente en dicha cámara de combustión, y un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión (22) y un turbo de alta presión (18) dispuesto curso abajo de dicho turbo de baja presión (22), caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18), tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 60%, y que el mecanismo de control de unas válvulas de intercambio de gases está configurado para proporcionar al menos un primer intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a BMEP de 15 bar, en el que el rendimiento volumétrico dentro de dicho primer intervalo es inferior al 70%.

2. El método reivindicado en la reivindicación 1, caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18) tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 65%.

3. El método reivindicado en la reivindicación 1, caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18) tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 70%.

4. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1-3, caracterizado por el hecho de que las válvulas de intercambio de gases (57, 58) instaladas en dicha cámara de combustión están controladas de tal manera que, dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga entre BMEP de 5 y 30 bar y para velocidades medias del pistón entre 5 y 7,5 m/s, se proporciona un rendimiento volumétrico inferior al 85%.

5. El método reivindicado en la reivindicación 4, caracterizado por el hecho de que las válvulas de intercambio de gases (57, 58) instaladas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico que varía entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor.

6. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1-5, caracterizado por el hecho de que el cierre de las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión varía dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.

7. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 1-6, caracterizado por el hecho de que las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión se cierran antes o después del tiempo de cierre que genera un máximo rendimiento volumétrico para el motor de combustión interna.

8. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12, preferentemente inferior a 0,1 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 7 bar.

9. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,095 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 12 bar.

10. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,095 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una velocidad media del pistón superior a 6 m/s.

11. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la inyección de combustible desde dicho dispositivo de inyección (56) tiene un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,09 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 18 bar.

12. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire equivalente (\lambda) dentro del intervalo 1,7-2,05 en una carga del motor dentro del intervalo de BMEP 18-30 bar.

13. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que el suministro de combustible se inicia en un ángulo del cigüeñal dentro del rango de 0-10, preferentemente entre 2,5 y 7,5 grados antes del punto muerto superior.

14. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la presión máxima de inyección del dispositivo de inyección (46) es superior a 1600 bar.

15. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la relación entre la presión de abertura de la aguja más alta NOP y la presión máxima de inyección maxIP es superior a 0,7, es decir NOP/maxIP > 0,7.

16. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que la inyección se realiza a través de una boquilla de inyección que tiene más de 6 orificios.

17. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que se dispone un refrigerador de aire sobrealimentado (27) entre dichos turbo de baja presión y turbo de alta presión.

18. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que gases de escape de un proceso de combustión en dicha cámara de combustión pasan a través de un conducto de escape al menos parcialmente aislado del calor.

19. El método reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones anteriores, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP.

20. El método reivindicado en la reivindicación 21, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP.

21. El método reivindicado en la reivindicación 22, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP.

22. Motor a pistón de tipo diesel que comprende al menos una cámara de combustión formada por un cilindro (52) y un pistón (53) dispuesto de forma desplazable en cada cilindro, dicho pistón (53) está conectado a un cigüeñal (54), un dispositivo de inyección (56) diseñado para inyectar combustible directamente en dicha cámara de combustión, y un sistema turbo que comprende un turbo de baja presión (22) y un turbo de alta presión (18) dispuesto curso abajo de dicho turbo de baja presión (22), caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18), tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 60%, y que el mecanismo de control de unas válvulas de intercambio de gases (57, 58) está configurado para proporcionar al menos un primer intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna a una velocidad media del pistón superior a 6 m/s y a una carga del motor superior a una BMEP de 15 bar, en el que el rendimiento volumétrico dentro de dicho primer intervalo es inferior al 70%.

23. El motor a pistón reivindicado en la reivindicación 22, caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18) tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 65%.

24. El motor a pistón reivindicado en la reivindicación 22, caracterizado por el hecho de que dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18) tienen cada uno un rendimiento del mapa del turbo superior al 70%.

25. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-24, caracterizado por el hecho de que las válvulas de intercambio de gases (57, 58) instaladas en dicha cámara de combustión están controladas de tal manera que, dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga entre BMEP de 5 y 30 bar y para velocidades medias del pistón entre 5 y 7,5 m/s, se proporciona un rendimiento volumétrico inferior al 85%.

26. El motor a pistón reivindicado en la reivindicación 25, caracterizado por el hecho de que las válvulas de intercambio de gases (57, 58) instaladas en dicha cámara de combustión están controladas para proporcionar un rendimiento volumétrico que varía entre el 45% y el 85% dependiendo del estado de funcionamiento del motor.

27. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-26, caracterizado por el hecho de que el cierre de las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión está diseñado para variar dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.

28. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-27, caracterizado por el hecho de que las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión están diseñadas para cerrarse antes o después del punto óptimo para un rendimiento volumétrico para el motor de combustión interna.

29. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-28, caracterizado por el hecho de que las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión están diseñadas para cerrarse antes o después del punto muerto inferior.

30. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-29, caracterizado por el hecho de que el tiempo de cierre de las válvulas de admisión (57) instaladas en dicha cámara de combustión varía dependiendo del estado de funcionamiento del motor de combustión interna.

31. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-30, caracterizado por el hecho de que dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,12, preferentemente inferior a 0,1 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 7 bar.

32. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-31, caracterizado por el hecho de que dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,0 95 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 12 bar.

33. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-32, caracterizado por el hecho de que dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,0 95 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una velocidad media del pistón superior a 6 m/s.

34. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-33, caracterizado por el hecho de que dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para tener un tiempo específico de inyección inferior a un ángulo del cigüeñal de 0,0 9 grados/(bar x m/s), dentro de un intervalo de funcionamiento para el motor de combustión interna con una carga del motor superior a BMEP de 18 bar.

35. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-34, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para proporcionar un factor de exceso de aire equivalente (\lambda) dentro del intervalo 1,7-2,05 en una carga del motor dentro del intervalo de BMEP 18-30 bar.

36. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-35, caracterizado por el hecho de que dicho dispositivo de inyección (56) está diseñado para iniciar el suministro de combustible en un ángulo del cigüeñal dentro del rango de 0-10, preferentemente entre 2,5 y 7,5 grados antes del punto muerto superior.

37. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-36, caracterizado por el hecho de que el dispositivo de inyección (56) está diseñado para proporcionar una presión máxima de inyección superior a 1600 bar.

38. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-37, caracterizado por el hecho de que el dispositivo de inyección (56) está diseñado para proporcionar una relación entre la presión de abertura de la aguja NOP y la presión máxima de inyección maxIP superior a 0,7, es decir NOP/maxIP > 0,7.

39. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 34-38, caracterizado por el hecho de que se dispone un refrigerador de aire sobrealimentado (27) entre dichos turbo de baja presión (22) y turbo de alta presión (18).

40. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-39, caracterizado por el hecho de que un conducto de escape al menos parcialmente aislado del calor está conectado a un colector de escape instalado en dicha cámara de combustión

41. El motor a pistón reivindicado en cualquiera de las reivindicaciones 22-40, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 8*BMEP.

42. El motor a pistón reivindicado en la reivindicación 41, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 9*BMEP.

43. El motor a pistón reivindicado en la reivindicación 42, caracterizado por el hecho de que el suministro de aire y combustible a dicha cámara de combustión se ajusta para permitir una presión máxima del cilindro durante la combustión superior a 10*BMEP.