燃焼機関
【課題】
本発明は、複数のシリンダーと空気吸入設備を備えた燃焼機関に関し、空気吸入設備が、少なくとも一つの分配管と、複数の吸気管と、少なくとも一つのプレナムチェンバーとから構成され、プレナムチェンバーは、分配管と吸気管の間に配置されており、空気吸入設備への燃焼空気は、分配管に合流する空気誘導ダクトを介して移送され、コンプレッサーからの出口後の燃焼空気のチャージ圧は、燃焼機関の燃焼室への入口までに低下される。
【解決手段】
本発明では、分配管の長さは、分配管の相当直径に従って、空気吸入設備内のチャージ圧の低下を膨張によって実現することが可能なサイズに規定され、その膨張は、プレナムチェンバー、各吸気管及び／又は分配管の中で部分的に行われる。
本発明は、複数のシリンダーと空気吸入設備を備えた燃焼機関に関し、空気吸入設備が、少なくとも一つの分配管と、複数の吸気管と、少なくとも一つのプレナムチェンバーとから構成され、プレナムチェンバーは、分配管と吸気管の間に配置されており、空気吸入設備への燃焼空気は、分配管に合流する空気誘導ダクトを介して移送され、コンプレッサーからの出口後の燃焼空気のチャージ圧は、燃焼機関の燃焼室への入口までに低下される。
【解決手段】
本発明では、分配管の長さは、分配管の相当直径に従って、空気吸入設備内のチャージ圧の低下を膨張によって実現することが可能なサイズに規定され、その膨張は、プレナムチェンバー、各吸気管及び／又は分配管の中で部分的に行われる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、燃焼機関、特に、請求項１の上位概念にもとづく、コンプレッサーを備えた外部点火式燃焼機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
燃焼機関を動作させる場合、通常振動又は共鳴管のチャージング、或いはこれら二つのチャージングの組合せを実現する空気吸入設備が使用される。ターボチャージャー式燃焼機関では、吸入された燃焼空気が圧縮されるために、空気の温度上昇が起こる。自然吸気エンジンに必要とされる振動管式チャージング又は共鳴式チャージングによるチャージ効果は、気体力学的な圧縮によって、チャージ空気が加熱されて、それによってノッキング燃焼する傾向が強まるので、特に、オットーエンジンのチャージングの場合には、望ましいことではない。
【０００３】
従って、ターボチャージャー式のディーゼルエンジン及びオットーエンジンでは、過度のチャージングを防止するために、コンプレッサーの後には、チャージ空気を冷却するためのチャージ空気冷却器が配置されている。特に、ターボチャージャー式オットーエンジンでは、そうすることによって、エンジンがノッキングする虞を最小限とすべきである。チャージ空気冷却器を大型化することによって、チャージ空気の温度を更に低下させることは、構造上の理由から一般的に不可能である。そのため、チャージ空気冷却器の効率を向上させるために、その下流には、燃焼空気の温度を更に低下させるための減圧機器が配備される。例えば、特許文献１により、そのようなチャージ空気を冷却するための装置が周知であり、そこでは、高いチャージ圧を加えられた燃焼空気を背圧弁で減圧している。この場合、背圧弁は、チャージ空気冷却器と燃焼機関の空気吸入設備の間に配置されている。
【０００４】
同様に、特許文献２から、チャージ空気の温度を低下させるための減圧制御装置が周知であり、その装置によって、チャージされた空気の断熱式部分減圧を実現している。この場合、減圧制御装置は、ラバル管の形に構成されたノズル状の配管区間を備えており、このノズル状の配管区間が、吸気配管内の空気吸入設備の前に配置されている。これらの従来技術により周知のチャージ空気冷却器から出た後のチャージ空気を冷却するための措置は、吸気配管に減圧装置を配置する必要があり、そのため車両のエンジン室における構造上の追加的な負担を生じさせることとなる。
【特許文献１】ドイツ特許公開第１０００２４８２号明細書
【特許文献２】ドイツ特許公開第３６２７３１２号明細書
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
以上のことから、本発明の課題は、最適な空気の吸入を実現することが可能なターボチャージャー式燃焼機関を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この課題は、本発明にもとづき、請求項１の特徴を持つ装置によって解決される。
【０００７】
本発明による燃焼機関は、空気吸入設備内で空気体積が膨張する段階の間に燃焼室内への空気の吸入が行われるように空気吸入設備が構成されていることを特徴とする。それによると、膨張段階の間に、空気体積の少なくとも一部が燃焼室内に流入する。その場合、プレナムチェンバー、各吸気管及び分配管の一つ以上の中で、チャージ空気の膨張が部分的に起こる。本発明にもとづき、分配管内への燃焼空気の流入から燃焼室への燃焼空気の流入、即ち、吸気管からの流出までの間において、連続的ではあるが、必ずしも一様ではない膨張を実現することが可能である。
【０００８】
本発明では、空気吸入設備の分配管の長さは、空気吸入設備内での空気体積の膨張段階の間に燃焼機関の燃焼室内への空気の吸入が行われるような長さとされる。有利には、分配管の長さは、空気の吸入時点において、空気吸入設備内でのチャージ圧の低下を実現することが可能なサイズに規定される。本発明による空気吸入設備の実施形態、特に、分配管の長さの規定によって、最大エンジン出力での共鳴作用が防止されるとともに、更に、目的通り吸入時点に合わせた膨張を生じさせる空気吸入方法を実施することが可能となる。
【０００９】
本発明による空気吸入設備の実施形態によって、空気の吸入時点において、各シリンダーによって吸入される空気体積の温度がプレナムチェンバーと燃焼機関の燃焼室の間で低下する空気吸入方法を実施することが可能となる。有利には、空気体積の温度を温度平均値以下に低下させることが行われる。空気吸入設備内の空気体積の温度値は、そのような温度平均値の周りで変動する。そのような温度平均値は、分配管の中央付近で生じる。
【００１０】
本発明による空気吸入設備は、分配管の長さが分配管の相当直径に依存したサイズに規定されることを特徴とする。そうすることによって、空気吸入設備内で振動する空気が、より冷えた膨張段階の間に各燃焼室内に吸入され、その結果燃焼室内において、燃料と空気の混合物の比較的低い温度が得られることとなる。
【００１１】
本発明による空気吸入設備の実施形態では、目的通りの膨張によって、追加的な可動部品を採用すること無く、空気吸入設備内のチャージ空気の効果的な冷却が実現される。そうすることによって、ターボチャージャー式燃焼機関のための安価で効率的な空気吸入設備が提供されることとなり、本発明による膨張式空気吸入設備は、ターボチャージャー式オットーエンジンにも、ディーゼルエンジンにも適したものとなる。
【００１２】
本発明による実施形態では、分配管の長さが、燃焼機関の定格回転数に依存したサイズに規定される。それによって、本発明による空気吸入設備は、ターボチャージャー式燃焼機関に対して最適に設定されるとともに、特に、スポーツカーにおいて、より高い負荷点及び回転数に対する目的通りの調整が実現可能となる。
【００１３】
本発明による空気吸入設備では、プレナムチェンバー内に吸入された空気体積の温度は、クランク角がチャージサイクルの上死点後９０°とチャージサイクルの下死点後２０°の間の範囲内に有る間に平均値以下に低下する。そうすることによって、２０°以上の温度低下を実現することができる。従って、点火タイミングを明らかに早める方向にシフトすることが可能となり、その結果燃焼機関の効率が改善される。点火時点を早めることによって、排気ガス温度が低下し、その結果排気タービンを保護するためのグリース消費量が減少する。効率改善の更に別の結果として、同じエンジン出力に対して、必要なチャージ空気及び燃料が少なくなり、それによって、燃焼機関のスーパーチャージング全体が最適化されることとなる。
【００１４】
本発明による更に別の特徴において、分配管の長さを分配管の相当直径に依存して構成することは、分配管の長さに対する分配管の相当直径の比率が０．０５〜０．１４となるように行われる。この場合、特に、定格回転数が５５００〜７０００回転／分に対して、吸気管の長さは、２００ｍｍ又は１５０ｍｍ以下のサイズに規定すべきである。この場合、有利には、分配管の長さに対する分配管の相当直径の比率は、０．０６６、０．１１４又は０．１３６とする。そうすることによって、空気吸入設備内において、圧縮された燃焼空気の最適な膨張が実現され、その結果空気吸入設備からの燃焼空気が、明らかに低下した温度でシリンダーヘッドのインレットポートに流入することとなる。
【００１５】
このような空気吸入設備の分配管の新しい幾何学的なサイズの規定によって、従来の空気吸入設備と比べて小さい直径の分配管が得られ、その結果エンジン室の構造上の負担が最適化されることとなる。本発明による空気吸入設備は、特に、エンジン回転数が高い場合、本発明によるサイズの規定によって、周知の共鳴チャージング効果とは完全に逆に作用する。圧縮の代わりに、燃焼空気の膨張を実現して、燃焼空気を更に冷却している。そのため、燃焼室内において、燃料と空気の混合物の低下した温度が得られ、その結果燃焼機関の点火時点を出力に対して最適に調整することが可能となる。
【００１６】
本発明の更に別の実施形態では、燃焼機関は、一つ又は二つのシリンダーバンクを備えており、その場合シリンダーの数は、全部で６個である。本発明では、水平対向構造の外部点火式６気筒燃焼機関の場合、本発明による空気吸入設備が明らかに効率を改善させることが分かっている。それでも、本発明による空気吸入設備は、４気筒燃焼機関に対しても同様に適している。
【００１７】
本発明の実施形態において、シリンダーへの充填を更に改善するために、本発明は、特に、外部点火によるスーパーチャージ式燃焼機関の場合、コンプレッサーによって、チャージ圧を更に上昇させて、空気吸入設備内で行われる膨張によるチャージ圧の低下分を回復させるものと規定する。有利には、同じエンジン出力に対して、従来のチャージ圧よりも３〜１０％高いチャージ圧に調整する。この場合、従来のチャージ圧は、０．９〜１．５バールである。
【００１８】
より高いチャージ圧に調整することによって、燃焼空気の温度がコンプレッサー後に上昇し、その結果燃焼空気の温度レベルをより高く調整することによって、より多くの熱量がチャージ空気冷却器に導入されることとなる。本発明にもとづき、チャージ空気冷却器を通して、従来のチャージ圧よりも約３〜１０％大きい温度差が得られる。それによって、チャージ空気冷却器に導入される熱量が従来のチャージ圧比率の場合よりも５５％にまで増えるので、チャージ空気冷却器の後において、従来又は一般的なスーパーチャージングの場合よりも僅かに高いだけの燃焼空気温度が実現される。ここで、吸気弁の閉鎖時点における燃焼室内の圧力レベルと温度レベルの両方が従来の空気吸入設備の場合よりも３〜４％低下するので、本発明による空気吸入設備によって追加的に得られる熱利得は、燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させることとなる。従って、スーパーチャージ式エンジンを備えたスポーツカーの場合、特に、高い負荷点及び回転数では、同じエンジン出力において、より有利な燃料消費量を達成するか、或いは同じ燃料消費量において、より高いエンジン出力を達成することができる。
【００１９】
本発明の更に別の実施形態では、本発明による燃焼機関において、本発明による膨張式空気吸入設備と組み合わせて、タービンの幾何学的な構造を調整することが可能な排気ターボチャージャーを採用することによって、空気吸入設備内で行われる燃焼空気の膨張をエンジンの動作状態に絶えず適合させることを行うものである。そうすることによって、本発明による燃焼機関では、点火時点の最適化と、従って、一層の効率改善とを達成することができる。
【００２０】
更に別の特徴及び特徴の組合せは、本明細書から明らかとなる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２１】
本発明の具体的な実施例を図面に簡略化して図示するとともに、以下の記述において詳しく説明する。
【００２２】
スーパーチャージ式燃焼機関１は、少なくとも一つのシリンダー２を備えており、そのシリンダー内では、シリンダー２内を長手方向にスライド可能な形で保持されたピストンとシリンダーヘッドの間に、図示されていない燃焼室が形成されている。燃焼機関１は、コンプレッサー８を介して燃焼空気を吸入する。本発明による意味において、燃焼機関１のスーパーチャージングとは、排気ガスターボチャージャー、機械式コンプレッサー又は電気式コンプレッサーの構成部品として形成されたコンプレッサー８によって実現することができるものである。燃焼空気が圧縮されることによって、チャージ空気の温度が上昇する。この温度を低下させるために、コンプレッサー８の後には、チャージ空気冷却器９が接続されている。
【００２３】
図１には、本発明にもとづき構成された空気吸入設備３が図示されており、そこでは、空気誘導ダクト５を介してチャージ空気を分配管４に送り出している。図１に図示されている空気吸入設備３は、二つのシリンダーバンクを備えた燃焼機関１に対して、シリンダーバンク毎に一つの吸入マニホールド又はプレナムチェンバー６が配備された形で構成されている。この場合分配管４の中央への空気の供給が行われている。そこには、図示されていないスロットルハウジングがフランジにより接合されている。各プレナムチェンバー６には、シリンダーバンク毎に三つの吸気管７が配備されており、それらを介して、シリンダーヘッド内の図示されていないインレットポートとそれに続く燃焼室にチャージ空気を供給することが可能である。両方のプレナムチェンバー６は、中央の分配管４と接続されている。この場合、各プレナムチェンバー６は、吸気管７と一体的に構成されている。本発明では、この実施例において、一つの分配モジュール４ａと、各プレナムチェンバーと一体的に構成された二つの配管部分４ｂとから成る分配管４が、両方のプレナムチェンバー６の間に配置されている。それらの接続は、ベルト式クリップ又はバネヨットと同様のプラグを用いて行うことができる。
【００２４】
本発明では、分配管の長さＬV は、プレナムチェンバー及び／又は分配管内で部分的に膨張が起こり、その目的通りの膨張によって、空気吸入設備３内の燃焼空気のチャージ圧の低下が起こるように、分配管の相当直径ＤV に依存したサイズに規定されている。本発明では、この膨張は、例えば、分配モジュール４ａ以降における、分配管４内への燃焼空気の入口と吸気管７からの出口の間の領域内で起こる。各シリンダー２の点火シーケンスに応じて、空気吸入設備内では、振動が起こり、そのため、空気吸入設備内において、各燃焼室と関連して、連続的ではあるが、必ずしも一様ではないチャージ空気の膨張を実現することが可能である。そうすることによって、燃焼室内への流入時のチャージ空気の温度とそのため燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させることができ、その結果燃料消費率を低下させると同時に、エンジン出力を高めることが可能である。
【００２５】
本発明では、温度を低下させる、混合物を調合するための膨張段階の間に、空気吸入設備３内で振動している空気を吸入し、そうすることによって、燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させている。そのことは、効率を明らかに向上させることとなる。例えば、水平対向構造の６気筒エンジンの最大出力において、約１５％の燃料消費量の低減が達成されている。
【００２６】
本発明は、ここで述べている膨張式空気吸入設備３が６気筒又は４気筒の燃焼機関１に良く適していることを特徴とする。スーパーチャージ式６気筒エンジンに関して、分配管の長さＬV は、次の式にもとづき決定される。
【００２７】
【数１】
【００２８】
スーパーチャージ式４気筒エンジンでは、膨張式空気吸入設備が有利な結果を達成することが可能な、分配管の長さＬV に関する範囲は、次の式にもとづき決定される。
【００２９】
【数２】
【００３０】
この場合、ＬS は、プレナムチェンバー６と図示されていないシリンダーヘッドの間の吸気管の長さに相当する。ＬV の値は、分配管の長さを表し、その長さは、実施例に応じて様々に決定される。ＬV は、第一と第二のプレナムチェンバー６の間の接続パイプの管の長さである。図３又は５によるタンク４ｃ又は１１を備えた実施例では、ＬV は、分配管の区間の長さの合計となる（ＬV ＝ＬV1＋ＬV2）。更に、ｎN は、最大出力が達成される燃焼機関の定格回転数に相当する。
【００３１】
横断面の面積ＡV （ｘ）を変更することが可能な分配管４では、接続管の内側の体積ＶV は、次の式にもとづき決定される。
【００３２】
【数３】
【００３３】
この場合、ｘは、管の中心線に沿った行程長の座標である。ＡV （ｘ）が横断面の平均面積ＡM よりも大きい領域は、管ではなく、タンクと看做されて、管の長さＬV 及び接続管の相当直径ＤV の計算には算入されない。
【００３４】
そのことから、接続管の相当直径ＤV は、次の式にもとづき得られる。
【００３５】
【数４】
【００３６】
図２による第一の実施例では、分配管の長さＬV は、二つのプレナムチェンバー６間の間隔に等しい値に設定される。図３による第二の実施例では、分配管の長さＬV は、二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成され、図４による第三の実施例では、分配管の長さは、分配管４のアーチの長さに相当する。図５による第四の実施例では、分配管の長さＬV は、二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成される。図６による第五の実施例では、分配管の長さＬV は、二つのプレナムチェンバー６間の間隔に等しい値に設定され、図７による第六の実施例では、分配管の長さは、分配管４のアーチの長さに相当する。
【００３７】
本発明では、膨張式空気吸入設備３を前述した式にもとづき設計することによって、燃焼室の入口開口部の所において、有利な低い温度が得られる。特に、約４４０ｍｍの分配管の長さと５０又は６０ｍｍ、或いは５０〜６０ｍｍの分配管の相当直径ＤV において、膨張率を大きく調整することが可能である。この場合、吸気管７は、２００又は１５０ｍｍ未満、有利には、１１０〜１４０ｍｍの長さＬS を有する。それでも、分配管の長さＬV の実施形態は、分配管の長さＬV に対する分配管の相当直径ＤV の比率が、０．０５〜０．１４の範囲、特に、０．０６〜０．１３の範囲内となるように、分配管の相当直径ＤV に依存して選定することができる。ここで、６気筒エンジンでは、特に、吸気管の長さＬS が１５０ｍｍより短い場合に、０．０６６、０．１１４又は０．１３６の比率、或いはこれらの値の間に有る比率が、本発明の意味において、最適な結果となることが分かっている。
【００３８】
ここで述べている燃焼機関１は、４サイクル方式で動作し、本発明は、２サイクル燃焼機関に対しても同様に適している。ピストンの長手方向の動きは、上死点ＯＴと下死点ＵＴの間に渡る。４サイクル燃焼機関１の第一の吸気サイクルでは、燃焼空気が、インレットポート又は吸気管７を介して燃焼室に供給され、その場合ピストンは、下方向の動きでチャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴからチャージサイクルの下死点ＵＴまで動く。その次の圧縮サイクルでは、ピストンは、上方向の動きで、点火が行われる点火の上死点ＺＯＴまで動く。その後、ピストンは、下方向の動きで、下死点まで伸びて、そして最後のサイクルにおいて、ピストンは、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴまでの上方向の動きで、燃焼室からガスを押し出す。
【００３９】
図２に図示されているプレナムチェンバー６は、分配管４と接続されており、この分配管４は、空気誘導ダクト５内で支配的なチャージ空気圧力よりも低いチャージ空気圧力がプレナムチェンバー６内で支配的となった時点で燃焼空気が各燃焼室に供給されるように構成されている。本発明による空気吸入設備３によって得られる効果を明らかにするために、燃焼機関１のプレナムチェンバー６又は吸気管７内における空気の状態の幾つかの遷移を図８に図示している。そこには、安定化タンクに関する曲線が、理想化された従来技術を示している。このシステムは、空気吸入設備内で圧力変動が起こらないように、非常に大きな吸入体積を持つ形で構成されている。この場合、そのようなシステムは、通常実用化に向けてのパッケージング、重量及び走行可能性の理由から考慮されているので、評価用として利用される。
【００４０】
それと対比される図８による空気吸入設備のサイズは、特徴的な指標をより良く図解するために、典型的な相違点が特に明確に際立つように選定されている。比較のために用いられている共鳴式吸入設備の共鳴管の選定した直径は、１２０ｍｍであり、管の長さは、６０００リットル／分に対して調整されている。吸入タンク又はプレナムチェンバー６は、６気筒のスポーツカー用の部品に相当するものである。吸気管は、三つの例全てにおいて同じであり、極端に短く５０ｍｍの長さと仮定している。
【００４１】
図８の上のグラフには、図１３〜１６によるプレナムチェンバー６内の圧力の推移が図示されている。安定化タンクから約１５リットルの体積を吸入する場合、圧力の振幅はほとんど変わっていない。タンク内での一定の圧力は、チャージ圧を象徴している。共鳴式チャージングの場合、共鳴式チャージングがコンプレッサーによるチャージングに追加されることとなるので、チャージ圧Ｐ、即ち、時間的な平均値は、約０．２５バール低下している。膨張式吸入設備では、チャージ圧Ｐは、安定化タンク式設備の場合よりも約０．２５バール高くなっており、共鳴式設備の場合よりも０．５バール高くなっている。チャージ空気の密度が高くなることにより、それに対応してより多くの体積がプレナムチェンバー６間で振動することとなるので、圧力の振幅は、明らかに自然吸気エンジンで周知の振幅よりも大きくなっている。
【００４２】
図８では、圧力変動の位相位置が、クランク角で約７０°相違している。それでも、別の幾何学的な形状によって、９０°までの位相の相違が可能である。圧力Ｐの位相位置にもとづき、入口の所において、様々な体積流の推移が得られる。例えば、図８又は図１３〜１６によるシリンダーバンク１−２−３のプレナムチェンバー６内における体積流の推移と温度の推移を比較すると、膨張式吸入設備では、クランク角でチャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴ後９０°からチャージサイクルの下死点ＵＴ後２０°までの１２０°の間に、プレナムチェンバー６内の温度が、その平均値Ｔmittel以下に低下していることが分かる。
【００４３】
この結果は、最終的に第一のシリンダーの燃焼室内の温度推移ＴＢで示されている。理想化された従来技術を表す安定化タンク式吸入設備と比較すると、２０°以上の温度の低下が達成されている。図１０では、この効果によって、従来のエンジン設計に対して、点火タイミングを明らかに早める方向にシフトさせることが可能となっている。こうすることによって、高圧での効率が改善されるとともに、図１１にもとづき、エンジン出力が増大している。点火を早めることによって、排気ガスの温度が低下し、その結果排気タービンを保護するためのグリース消費量が減少する。
【００４４】
図８の上のグラフに図示されている通り、吸気サイクルの第二の半サイクル、即ち、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴと下死点ＵＴの間において、入口でのバルブリフト量が最大となっている。図８の中央のグラフに図示されている通り、プレナムチェンバー６内での膨張によって、吸気サイクルの第二の半サイクルにおいて、燃焼空気の温度が最小の温度値ＴMin となっている。本発明は、空気吸入設備３内、特に、プレナムチェンバー６及び吸気管７内に燃焼空気が吸入される時点で、気体力学的な膨張が支配的となるように、本発明による空気吸入設備３が構成されていることを特徴とする。そうすることによって、燃焼空気が燃焼室に流入した時に、燃焼空気が基本的に低い温度ＴMin を有することとなる。
【００４５】
図３には、分配モジュール４ａの代わりにタンク４ｃが分配管４の中央に配備された第二の実施例が図示されている。この実施例では、分配管の長さＬV は、各プレナムチェンバー６とタンク４ｃ間の間隔から構成される。図４による第三の実施例では、本発明による燃焼機関１は、同様にバングとして配置された６つのシリンダーを備えている。この場合、空気吸入設備３は、三つの前方のシリンダー２ａに対して第一のプレナムチェンバー６ａが配備され、それ以外の三つのシリンダー２ｂに対して第二のプレナムチェンバー６ｂが配備されており、燃焼空気が配分されるように構成されている。そのために、分配管４は、アーチ形状に構成されており、分配管の長さＬV は、このアーチの長さに相当する。本発明では、分配管４は、シリンダー配置及びエンジン構造に応じて、本発明の範囲内で考えられる如何なる形状、例えば、アーチ形状、直線的な又は角張った形、或いは相異なる形状の組合せとして構成することが可能である。
【００４６】
図５の第四の実施例では、第三の実施例の変化形態が図示されており、その場合分配管４は二つの区間に分割されており、空気誘導ダクト５と分配管の各区間１０の間には、タンク１１が配置されている。この実施例では、分配管の長さＬV は、分配管の二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成される。
【００４７】
図６による本発明の第五の実施例では、追加的な分配管１２がプレナムチェンバー６の間に配置されており、その分配管は、ここではフラップ１３として構成された切換部材によって、エンジンパラメータに従って切り換えることが可能である。追加的な分配管１２内に配置された切換用フラップ１３によって、分配管の相当直径ＤV の大きさを調整することが可能である。そうすることによって、燃焼機関１の回転数に従って、チャージ空気の実現可能な膨張を調整することができる。同様に、前述した全ての実施例において、切換用フラップ１３を備えた追加的な分配管１２を配置することが考えられる。この場合、分配管の形状に応じて、分配管の相当直径ＤV の大きさに適合させるのに相応しい位置に、一つ又は二つの追加的な分配管１２を配置することができる。図７に図示されている第六の実施構成は、図４による第五の実施構成の変化形態である。
【００４８】
図１２には、膨張したチャージ空気の燃焼室内への流入後における燃焼室内のチャージ温度ＴＢの推移の例が図示されている。図１２の三つの画像には、燃焼機関１の回転数に応じた様々な温度値が図示されている。それによると、回転数などの燃焼機関の動作パラメータに従って切換可能な追加的な分配管１２によって、分配管の所定の相当直径ＤV に適合させるとともに、そのためチャージ空気の調整された膨張を実現することができる。従って、燃焼室内への流入時点におけるチャージ空気の最低温度を動作パラメータに従って調整することが可能となり、その結果燃焼機関１の各動作点において最適な効率が得られることとなる。
【００４９】
以下においては、本発明による膨張式吸入設備３とその実施形態を更に詳しく説明する。図９に図示されている図１による空気吸入設備３のサイズ比率の模式図は、図１２のチャージ空気の温度推移に従って導き出されたものである。この場合、図９に図示されている三角形は、図１２のチャージ空気の温度値が低い温度範囲を表している。ここで、分配管の長さＬV は、図９に図示されている一つの三角形内に交点が得られるように、分配管の相当直径ＤV に従って選定することができる。そのような構成によって、本発明による膨張式吸入設備３では、燃焼室の入口の所において、平均温度Ｔmittelよりも低いチャージ空気温度ＴMin が得られる。
【００５０】
このような空気吸入設備３の幾何学的な構成は、図８の上のグラフによる第二の吸入プロセスの第二の半サイクルにおいて、変動しているチャージ空気の膨張段階が起こるようなチャージ空気の膨張を生じさせることとなる。図８では、吸入プロセスの第二の半サイクルにおける膨張段階によって、チャージ空気の最低温度値が実現されている。そして、本発明にもとづき、吸入された比較的冷たい空気体積によって、比較的低い温度での燃焼室のシリンダーへの充填が実現される。この効果は、図１１によるノッキング限界を早める方向へのシフトを起こし、その結果より早い点火が可能となる。
【００５１】
従って、燃焼機関１の点火時点を、より温かい温度でのシリンダーへの充填の場合よりも早い時点に調整することによって、エンジン出力を向上させることが可能である。このことは、出力を大幅に向上させることとなる。ノッキング傾向を目的通り低下させることによって、燃焼機関の圧縮比を増大させることが考えられる。
【００５２】
空気吸入設備３内で行われる膨張を補償するために、コンプレッサー８によって、従来のスーパーチャージ式燃焼機関の場合よりも高く適合させたチャージ圧に調整している。本発明による膨張式吸入設備３で上昇させるチャージ圧は、例えば、従来の自然吸気式設備よりも０．１５〜０．３バール高い値とすることができる。そのようなチャージ圧の上昇によって、チャージ空気冷却器９の前では、チャージ空気温度の約１０°の上昇となり、チャージ空気冷却器９の後では、チャージ空気温度の約２〜３°の上昇が計測されている。それでも、調整した膨張によって、チャージ空気温度の更なる低下を起こして、その結果燃焼室の入口の所において、所望のチャージ圧レベルに維持することにより、図８と１０による従来の温度よりも低いチャージ空気温度が得られる。従って、燃焼室へのより大きな空気流量が維持されると同時に、図１０と１１による燃焼機関１のノッキング限界のシフトによって、出力の上昇が達成される。
【００５３】
二つのシリンダーバンクを備えた６気筒エンジン用の空気吸入設備３にもとづき、本発明を詳しく説明する。そのようなエンジンでの古典的な自然吸気設備と比べて、この空気吸入設備３の分配管４は、より長く、直径がより小さく、個々の吸気管７が、より短く構成されている。
【００５４】
本発明では、本発明による空気吸入設備は、エンジン回転数が高い場合、共鳴式チャージング効果と逆に作用し、そのため圧縮の代わりに膨張を利用している。そのような空気吸入設備３内での膨張によって、空気を膨張させている。そうすることによって、空気は冷却され、その結果燃焼室内での燃料と空気の混合物のより低い温度が実現される。そのため、出力を最適化した形で、より冷却させた燃料と空気の混合物に点火することができる。
【００５５】
図８では、共鳴式チャージングの場合、共鳴式チャージングがコンプレッサーによるチャージングに追加されることとなるので、チャージ圧、即ち、時間的に平均化した値が、約０．２５バール低くなっている。それに対して、本発明による空気吸入設備３では、チャージ圧は、安定化タンク式設備よりも約０．２５バール高くなっており、共鳴式設備よりも０．５バール高くなっている。この場合、チャージ空気の密度が高くなることによって、それに対応して、より多くの体積がプレナムチェンバー６の間で変動するので、圧力の振幅は、自然吸気エンジンの場合よりも明らかに大きくなっている。圧力変動の位相位置は、クランク角で約７０°異なっている。そのような圧力の位相位置のために、図８の下のグラフにもとづき、入口の所での様々な体積流の推移が生じている。この場合、図８の中央のグラフでは、本発明による空気吸入設備３によって、プレナムチェンバー６内の温度が平均値Ｔmittel以下に低下していることが分かる。この効果は、温度の推移において明らかであり、そこでは、クランク角でチャージサイクルの上死点後９０°とクランク角で下死点後２０°の間の吸入段階の間に温度低下が２０°以上となっている。
【００５６】
図１３〜１６には、本発明による空気吸入設備３において、どのように変動が起こっているのかを表す立体的な変動形状が図示されている。ここでは、分配管及びシリンダーバンクの各吸気管内の体積流が図示されている。エンジンの動作中は、吸気弁の開閉が時間的にずれているために、空気吸入設備３内の空気体積が分配管の中心の周りで変動している。そのため、空気体積は、二つのプレナムチェンバー６の間で分配管の中心の周りを行ったり来たり変動している。図１３〜１６の右端の相異なる行程位置は、シリンダーバンク、ここではシリンダー１−２−３のプレナムチェンバー６を通過する長さが相異なることによって生じている。表示に関する理由から、図１３〜１６のシリンダーバンク１−２−３は、右側に図示されている。即ち、観察者は、車両の走行方向Ａと対向する方向から見ている。この場合、図示されている行程は、対向して置かれたシリンダーバンク、ここではシリンダー４−５−６のプレナムチェンバー６からの移行部Ｂをゼロとして開始している。そのため、スロットルハウジングを介したチャージ空気の導入は、分配管の中央、即ち、行程が０．２２メートルの所で行われている。そして、図１３では、チャージ空気は、至る所からシリンダーバンク１−２−３の方向に流入しており、図１３のグラフは、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴの直前の時点に相当する瞬間的な側面を表している。図１４のグラフは、同様に図１３と比べて、図１３の場合よりもクランク角で６０°遅れたピストンの位置に相当する瞬間的な側面を表している。
【００５７】
更に、図１５には、同様にピストンがチャージサイクルの上死点と下死点の間に有る時点に相当する瞬間的な側面が図示されている。この図１５によるグラフには、シリンダー番号１に関する空気吸入プロセスが図示されており、ここではピストン速度が最大となる時点と吸気弁の最大上昇点に到達する直前の間で空気の吸入が行われている。この時点では、吸入設備内のチャージ空気は、対向して置かれたシリンダーバンクのシリンダー番号６の方向に変動している。ここに図示されている燃焼機関では、点火シーケンスが１、６、２、４、３、５で行われる。そのため、シリンダー番号１の吸気管７内では、空気は右に引っ張られ、その結果チャージ空気はプレナムチェンバー６内で膨張する。それによって、図１６の平均値Ｔmittelよりも２０°以上低下した空気温度が得られる。図１３〜１６では、クランク角で２４０°の変動周期のチャージ空気の変動サイクル内における四つの時間的な側面が図示されている。それは、本発明による燃焼機関がクランク角で７２０°以内の４サイクル過程に対する三つのサイクルを進行させることによって得られるものである。本発明による空気吸入設備３によって、チャージ空気の平均値Ｔmittel以下の特筆すべき温度低下が達成されている。
【図面の簡単な説明】
【００５８】
【図１】シリンダーが２列に配置されたスーパーチャージ式燃焼機関の本発明による空気吸入設備の斜視図
【図２】図１による空気吸入設備の第一の実施例の模式図
【図３】図１による空気吸入設備の第二の実施例の模式図
【図４】シリンダーが１列に配置された燃焼機関の本発明による空気吸入設備の第三の実施例の模式図
【図５】図４による空気吸入設備の第四の実施例の模式図
【図６】図１による空気吸入設備の第五の実施例の模式図
【図７】図４による空気吸入設備の第六の実施例の模式図
【図８】本発明による燃焼機関の空気吸入設備内における圧力、温度及び体積流の推移の模式的なグラフ
【図９】本発明による燃焼機関の空気吸入設備のサイズ比率の模式的なグラフ
【図１０】燃焼機関の燃焼室内のチャージ温度の模式的なグラフ
【図１１】図１による空気吸入設備の燃焼機関のエンジン出力に対する作用の模式的なグラフ
【図１２】設定回転数に依存した、「吸気弁閉鎖」時点における本発明による燃焼機関の燃焼室内のシリンダーへのチャージング温度値の模式的なグラフ
【図１３】チャージサイクルの上死点前の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１４】チャージサイクルの上死点後の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１５】チャージサイクルの上死点と下死点の間の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１６】チャージサイクルの下死点の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【符号の説明】
【００５９】
１ スーパーチャージ式燃焼機関
２，２ａ，２ｂ シリンダー
３ 本発明による空気吸入設備
４ 空気吸入設備３の分配管
４ａ 分配モジュール
４ｂ 配管部分
４ｃ タンク
５ 空気誘導ダクト
６ プレナムチェンバー
６ａ 第一のプレナムチェンバー
６ｂ 第二のプレナムチェンバー
７ 吸気管
８ コンプレッサー
９ チャージ空気冷却器
１０ 分配管４の区間
１１ タンク
１２ 追加的な分配管
１３ フラップ
ｎN 燃焼機関の定格回転数
Ａ 車両の走行方向
Ｂ プレナムチェンバー６からの移行部
ＤV 分配管の相当直径
ＬS 吸気管の長さ
ＬV 分配管の長さ
ＬV1，ＬV2 分配管の区間の長さ
ＬＷ−ＯＴ，ＯＴ チャージサイクルの上死点
Ｐ 圧力
Ｔ 温度
ＴＢ 燃焼室内のチャージ空気温度
ＴMin 最小チャージ空気温度
Ｔmittel 平均チャージ空気温度
ＬＷ−ＵＴ，ＵＴ 下死点
ＺＯＴ 点火の上死点
ＺＺＰ 点火時点
【技術分野】
【０００１】
本発明は、燃焼機関、特に、請求項１の上位概念にもとづく、コンプレッサーを備えた外部点火式燃焼機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
燃焼機関を動作させる場合、通常振動又は共鳴管のチャージング、或いはこれら二つのチャージングの組合せを実現する空気吸入設備が使用される。ターボチャージャー式燃焼機関では、吸入された燃焼空気が圧縮されるために、空気の温度上昇が起こる。自然吸気エンジンに必要とされる振動管式チャージング又は共鳴式チャージングによるチャージ効果は、気体力学的な圧縮によって、チャージ空気が加熱されて、それによってノッキング燃焼する傾向が強まるので、特に、オットーエンジンのチャージングの場合には、望ましいことではない。
【０００３】
従って、ターボチャージャー式のディーゼルエンジン及びオットーエンジンでは、過度のチャージングを防止するために、コンプレッサーの後には、チャージ空気を冷却するためのチャージ空気冷却器が配置されている。特に、ターボチャージャー式オットーエンジンでは、そうすることによって、エンジンがノッキングする虞を最小限とすべきである。チャージ空気冷却器を大型化することによって、チャージ空気の温度を更に低下させることは、構造上の理由から一般的に不可能である。そのため、チャージ空気冷却器の効率を向上させるために、その下流には、燃焼空気の温度を更に低下させるための減圧機器が配備される。例えば、特許文献１により、そのようなチャージ空気を冷却するための装置が周知であり、そこでは、高いチャージ圧を加えられた燃焼空気を背圧弁で減圧している。この場合、背圧弁は、チャージ空気冷却器と燃焼機関の空気吸入設備の間に配置されている。
【０００４】
同様に、特許文献２から、チャージ空気の温度を低下させるための減圧制御装置が周知であり、その装置によって、チャージされた空気の断熱式部分減圧を実現している。この場合、減圧制御装置は、ラバル管の形に構成されたノズル状の配管区間を備えており、このノズル状の配管区間が、吸気配管内の空気吸入設備の前に配置されている。これらの従来技術により周知のチャージ空気冷却器から出た後のチャージ空気を冷却するための措置は、吸気配管に減圧装置を配置する必要があり、そのため車両のエンジン室における構造上の追加的な負担を生じさせることとなる。
【特許文献１】ドイツ特許公開第１０００２４８２号明細書
【特許文献２】ドイツ特許公開第３６２７３１２号明細書
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
以上のことから、本発明の課題は、最適な空気の吸入を実現することが可能なターボチャージャー式燃焼機関を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この課題は、本発明にもとづき、請求項１の特徴を持つ装置によって解決される。
【０００７】
本発明による燃焼機関は、空気吸入設備内で空気体積が膨張する段階の間に燃焼室内への空気の吸入が行われるように空気吸入設備が構成されていることを特徴とする。それによると、膨張段階の間に、空気体積の少なくとも一部が燃焼室内に流入する。その場合、プレナムチェンバー、各吸気管及び分配管の一つ以上の中で、チャージ空気の膨張が部分的に起こる。本発明にもとづき、分配管内への燃焼空気の流入から燃焼室への燃焼空気の流入、即ち、吸気管からの流出までの間において、連続的ではあるが、必ずしも一様ではない膨張を実現することが可能である。
【０００８】
本発明では、空気吸入設備の分配管の長さは、空気吸入設備内での空気体積の膨張段階の間に燃焼機関の燃焼室内への空気の吸入が行われるような長さとされる。有利には、分配管の長さは、空気の吸入時点において、空気吸入設備内でのチャージ圧の低下を実現することが可能なサイズに規定される。本発明による空気吸入設備の実施形態、特に、分配管の長さの規定によって、最大エンジン出力での共鳴作用が防止されるとともに、更に、目的通り吸入時点に合わせた膨張を生じさせる空気吸入方法を実施することが可能となる。
【０００９】
本発明による空気吸入設備の実施形態によって、空気の吸入時点において、各シリンダーによって吸入される空気体積の温度がプレナムチェンバーと燃焼機関の燃焼室の間で低下する空気吸入方法を実施することが可能となる。有利には、空気体積の温度を温度平均値以下に低下させることが行われる。空気吸入設備内の空気体積の温度値は、そのような温度平均値の周りで変動する。そのような温度平均値は、分配管の中央付近で生じる。
【００１０】
本発明による空気吸入設備は、分配管の長さが分配管の相当直径に依存したサイズに規定されることを特徴とする。そうすることによって、空気吸入設備内で振動する空気が、より冷えた膨張段階の間に各燃焼室内に吸入され、その結果燃焼室内において、燃料と空気の混合物の比較的低い温度が得られることとなる。
【００１１】
本発明による空気吸入設備の実施形態では、目的通りの膨張によって、追加的な可動部品を採用すること無く、空気吸入設備内のチャージ空気の効果的な冷却が実現される。そうすることによって、ターボチャージャー式燃焼機関のための安価で効率的な空気吸入設備が提供されることとなり、本発明による膨張式空気吸入設備は、ターボチャージャー式オットーエンジンにも、ディーゼルエンジンにも適したものとなる。
【００１２】
本発明による実施形態では、分配管の長さが、燃焼機関の定格回転数に依存したサイズに規定される。それによって、本発明による空気吸入設備は、ターボチャージャー式燃焼機関に対して最適に設定されるとともに、特に、スポーツカーにおいて、より高い負荷点及び回転数に対する目的通りの調整が実現可能となる。
【００１３】
本発明による空気吸入設備では、プレナムチェンバー内に吸入された空気体積の温度は、クランク角がチャージサイクルの上死点後９０°とチャージサイクルの下死点後２０°の間の範囲内に有る間に平均値以下に低下する。そうすることによって、２０°以上の温度低下を実現することができる。従って、点火タイミングを明らかに早める方向にシフトすることが可能となり、その結果燃焼機関の効率が改善される。点火時点を早めることによって、排気ガス温度が低下し、その結果排気タービンを保護するためのグリース消費量が減少する。効率改善の更に別の結果として、同じエンジン出力に対して、必要なチャージ空気及び燃料が少なくなり、それによって、燃焼機関のスーパーチャージング全体が最適化されることとなる。
【００１４】
本発明による更に別の特徴において、分配管の長さを分配管の相当直径に依存して構成することは、分配管の長さに対する分配管の相当直径の比率が０．０５〜０．１４となるように行われる。この場合、特に、定格回転数が５５００〜７０００回転／分に対して、吸気管の長さは、２００ｍｍ又は１５０ｍｍ以下のサイズに規定すべきである。この場合、有利には、分配管の長さに対する分配管の相当直径の比率は、０．０６６、０．１１４又は０．１３６とする。そうすることによって、空気吸入設備内において、圧縮された燃焼空気の最適な膨張が実現され、その結果空気吸入設備からの燃焼空気が、明らかに低下した温度でシリンダーヘッドのインレットポートに流入することとなる。
【００１５】
このような空気吸入設備の分配管の新しい幾何学的なサイズの規定によって、従来の空気吸入設備と比べて小さい直径の分配管が得られ、その結果エンジン室の構造上の負担が最適化されることとなる。本発明による空気吸入設備は、特に、エンジン回転数が高い場合、本発明によるサイズの規定によって、周知の共鳴チャージング効果とは完全に逆に作用する。圧縮の代わりに、燃焼空気の膨張を実現して、燃焼空気を更に冷却している。そのため、燃焼室内において、燃料と空気の混合物の低下した温度が得られ、その結果燃焼機関の点火時点を出力に対して最適に調整することが可能となる。
【００１６】
本発明の更に別の実施形態では、燃焼機関は、一つ又は二つのシリンダーバンクを備えており、その場合シリンダーの数は、全部で６個である。本発明では、水平対向構造の外部点火式６気筒燃焼機関の場合、本発明による空気吸入設備が明らかに効率を改善させることが分かっている。それでも、本発明による空気吸入設備は、４気筒燃焼機関に対しても同様に適している。
【００１７】
本発明の実施形態において、シリンダーへの充填を更に改善するために、本発明は、特に、外部点火によるスーパーチャージ式燃焼機関の場合、コンプレッサーによって、チャージ圧を更に上昇させて、空気吸入設備内で行われる膨張によるチャージ圧の低下分を回復させるものと規定する。有利には、同じエンジン出力に対して、従来のチャージ圧よりも３〜１０％高いチャージ圧に調整する。この場合、従来のチャージ圧は、０．９〜１．５バールである。
【００１８】
より高いチャージ圧に調整することによって、燃焼空気の温度がコンプレッサー後に上昇し、その結果燃焼空気の温度レベルをより高く調整することによって、より多くの熱量がチャージ空気冷却器に導入されることとなる。本発明にもとづき、チャージ空気冷却器を通して、従来のチャージ圧よりも約３〜１０％大きい温度差が得られる。それによって、チャージ空気冷却器に導入される熱量が従来のチャージ圧比率の場合よりも５５％にまで増えるので、チャージ空気冷却器の後において、従来又は一般的なスーパーチャージングの場合よりも僅かに高いだけの燃焼空気温度が実現される。ここで、吸気弁の閉鎖時点における燃焼室内の圧力レベルと温度レベルの両方が従来の空気吸入設備の場合よりも３〜４％低下するので、本発明による空気吸入設備によって追加的に得られる熱利得は、燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させることとなる。従って、スーパーチャージ式エンジンを備えたスポーツカーの場合、特に、高い負荷点及び回転数では、同じエンジン出力において、より有利な燃料消費量を達成するか、或いは同じ燃料消費量において、より高いエンジン出力を達成することができる。
【００１９】
本発明の更に別の実施形態では、本発明による燃焼機関において、本発明による膨張式空気吸入設備と組み合わせて、タービンの幾何学的な構造を調整することが可能な排気ターボチャージャーを採用することによって、空気吸入設備内で行われる燃焼空気の膨張をエンジンの動作状態に絶えず適合させることを行うものである。そうすることによって、本発明による燃焼機関では、点火時点の最適化と、従って、一層の効率改善とを達成することができる。
【００２０】
更に別の特徴及び特徴の組合せは、本明細書から明らかとなる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２１】
本発明の具体的な実施例を図面に簡略化して図示するとともに、以下の記述において詳しく説明する。
【００２２】
スーパーチャージ式燃焼機関１は、少なくとも一つのシリンダー２を備えており、そのシリンダー内では、シリンダー２内を長手方向にスライド可能な形で保持されたピストンとシリンダーヘッドの間に、図示されていない燃焼室が形成されている。燃焼機関１は、コンプレッサー８を介して燃焼空気を吸入する。本発明による意味において、燃焼機関１のスーパーチャージングとは、排気ガスターボチャージャー、機械式コンプレッサー又は電気式コンプレッサーの構成部品として形成されたコンプレッサー８によって実現することができるものである。燃焼空気が圧縮されることによって、チャージ空気の温度が上昇する。この温度を低下させるために、コンプレッサー８の後には、チャージ空気冷却器９が接続されている。
【００２３】
図１には、本発明にもとづき構成された空気吸入設備３が図示されており、そこでは、空気誘導ダクト５を介してチャージ空気を分配管４に送り出している。図１に図示されている空気吸入設備３は、二つのシリンダーバンクを備えた燃焼機関１に対して、シリンダーバンク毎に一つの吸入マニホールド又はプレナムチェンバー６が配備された形で構成されている。この場合分配管４の中央への空気の供給が行われている。そこには、図示されていないスロットルハウジングがフランジにより接合されている。各プレナムチェンバー６には、シリンダーバンク毎に三つの吸気管７が配備されており、それらを介して、シリンダーヘッド内の図示されていないインレットポートとそれに続く燃焼室にチャージ空気を供給することが可能である。両方のプレナムチェンバー６は、中央の分配管４と接続されている。この場合、各プレナムチェンバー６は、吸気管７と一体的に構成されている。本発明では、この実施例において、一つの分配モジュール４ａと、各プレナムチェンバーと一体的に構成された二つの配管部分４ｂとから成る分配管４が、両方のプレナムチェンバー６の間に配置されている。それらの接続は、ベルト式クリップ又はバネヨットと同様のプラグを用いて行うことができる。
【００２４】
本発明では、分配管の長さＬV は、プレナムチェンバー及び／又は分配管内で部分的に膨張が起こり、その目的通りの膨張によって、空気吸入設備３内の燃焼空気のチャージ圧の低下が起こるように、分配管の相当直径ＤV に依存したサイズに規定されている。本発明では、この膨張は、例えば、分配モジュール４ａ以降における、分配管４内への燃焼空気の入口と吸気管７からの出口の間の領域内で起こる。各シリンダー２の点火シーケンスに応じて、空気吸入設備内では、振動が起こり、そのため、空気吸入設備内において、各燃焼室と関連して、連続的ではあるが、必ずしも一様ではないチャージ空気の膨張を実現することが可能である。そうすることによって、燃焼室内への流入時のチャージ空気の温度とそのため燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させることができ、その結果燃料消費率を低下させると同時に、エンジン出力を高めることが可能である。
【００２５】
本発明では、温度を低下させる、混合物を調合するための膨張段階の間に、空気吸入設備３内で振動している空気を吸入し、そうすることによって、燃焼室内の燃料と空気の混合物の温度を低下させている。そのことは、効率を明らかに向上させることとなる。例えば、水平対向構造の６気筒エンジンの最大出力において、約１５％の燃料消費量の低減が達成されている。
【００２６】
本発明は、ここで述べている膨張式空気吸入設備３が６気筒又は４気筒の燃焼機関１に良く適していることを特徴とする。スーパーチャージ式６気筒エンジンに関して、分配管の長さＬV は、次の式にもとづき決定される。
【００２７】
【数１】
【００２８】
スーパーチャージ式４気筒エンジンでは、膨張式空気吸入設備が有利な結果を達成することが可能な、分配管の長さＬV に関する範囲は、次の式にもとづき決定される。
【００２９】
【数２】
【００３０】
この場合、ＬS は、プレナムチェンバー６と図示されていないシリンダーヘッドの間の吸気管の長さに相当する。ＬV の値は、分配管の長さを表し、その長さは、実施例に応じて様々に決定される。ＬV は、第一と第二のプレナムチェンバー６の間の接続パイプの管の長さである。図３又は５によるタンク４ｃ又は１１を備えた実施例では、ＬV は、分配管の区間の長さの合計となる（ＬV ＝ＬV1＋ＬV2）。更に、ｎN は、最大出力が達成される燃焼機関の定格回転数に相当する。
【００３１】
横断面の面積ＡV （ｘ）を変更することが可能な分配管４では、接続管の内側の体積ＶV は、次の式にもとづき決定される。
【００３２】
【数３】
【００３３】
この場合、ｘは、管の中心線に沿った行程長の座標である。ＡV （ｘ）が横断面の平均面積ＡM よりも大きい領域は、管ではなく、タンクと看做されて、管の長さＬV 及び接続管の相当直径ＤV の計算には算入されない。
【００３４】
そのことから、接続管の相当直径ＤV は、次の式にもとづき得られる。
【００３５】
【数４】
【００３６】
図２による第一の実施例では、分配管の長さＬV は、二つのプレナムチェンバー６間の間隔に等しい値に設定される。図３による第二の実施例では、分配管の長さＬV は、二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成され、図４による第三の実施例では、分配管の長さは、分配管４のアーチの長さに相当する。図５による第四の実施例では、分配管の長さＬV は、二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成される。図６による第五の実施例では、分配管の長さＬV は、二つのプレナムチェンバー６間の間隔に等しい値に設定され、図７による第六の実施例では、分配管の長さは、分配管４のアーチの長さに相当する。
【００３７】
本発明では、膨張式空気吸入設備３を前述した式にもとづき設計することによって、燃焼室の入口開口部の所において、有利な低い温度が得られる。特に、約４４０ｍｍの分配管の長さと５０又は６０ｍｍ、或いは５０〜６０ｍｍの分配管の相当直径ＤV において、膨張率を大きく調整することが可能である。この場合、吸気管７は、２００又は１５０ｍｍ未満、有利には、１１０〜１４０ｍｍの長さＬS を有する。それでも、分配管の長さＬV の実施形態は、分配管の長さＬV に対する分配管の相当直径ＤV の比率が、０．０５〜０．１４の範囲、特に、０．０６〜０．１３の範囲内となるように、分配管の相当直径ＤV に依存して選定することができる。ここで、６気筒エンジンでは、特に、吸気管の長さＬS が１５０ｍｍより短い場合に、０．０６６、０．１１４又は０．１３６の比率、或いはこれらの値の間に有る比率が、本発明の意味において、最適な結果となることが分かっている。
【００３８】
ここで述べている燃焼機関１は、４サイクル方式で動作し、本発明は、２サイクル燃焼機関に対しても同様に適している。ピストンの長手方向の動きは、上死点ＯＴと下死点ＵＴの間に渡る。４サイクル燃焼機関１の第一の吸気サイクルでは、燃焼空気が、インレットポート又は吸気管７を介して燃焼室に供給され、その場合ピストンは、下方向の動きでチャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴからチャージサイクルの下死点ＵＴまで動く。その次の圧縮サイクルでは、ピストンは、上方向の動きで、点火が行われる点火の上死点ＺＯＴまで動く。その後、ピストンは、下方向の動きで、下死点まで伸びて、そして最後のサイクルにおいて、ピストンは、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴまでの上方向の動きで、燃焼室からガスを押し出す。
【００３９】
図２に図示されているプレナムチェンバー６は、分配管４と接続されており、この分配管４は、空気誘導ダクト５内で支配的なチャージ空気圧力よりも低いチャージ空気圧力がプレナムチェンバー６内で支配的となった時点で燃焼空気が各燃焼室に供給されるように構成されている。本発明による空気吸入設備３によって得られる効果を明らかにするために、燃焼機関１のプレナムチェンバー６又は吸気管７内における空気の状態の幾つかの遷移を図８に図示している。そこには、安定化タンクに関する曲線が、理想化された従来技術を示している。このシステムは、空気吸入設備内で圧力変動が起こらないように、非常に大きな吸入体積を持つ形で構成されている。この場合、そのようなシステムは、通常実用化に向けてのパッケージング、重量及び走行可能性の理由から考慮されているので、評価用として利用される。
【００４０】
それと対比される図８による空気吸入設備のサイズは、特徴的な指標をより良く図解するために、典型的な相違点が特に明確に際立つように選定されている。比較のために用いられている共鳴式吸入設備の共鳴管の選定した直径は、１２０ｍｍであり、管の長さは、６０００リットル／分に対して調整されている。吸入タンク又はプレナムチェンバー６は、６気筒のスポーツカー用の部品に相当するものである。吸気管は、三つの例全てにおいて同じであり、極端に短く５０ｍｍの長さと仮定している。
【００４１】
図８の上のグラフには、図１３〜１６によるプレナムチェンバー６内の圧力の推移が図示されている。安定化タンクから約１５リットルの体積を吸入する場合、圧力の振幅はほとんど変わっていない。タンク内での一定の圧力は、チャージ圧を象徴している。共鳴式チャージングの場合、共鳴式チャージングがコンプレッサーによるチャージングに追加されることとなるので、チャージ圧Ｐ、即ち、時間的な平均値は、約０．２５バール低下している。膨張式吸入設備では、チャージ圧Ｐは、安定化タンク式設備の場合よりも約０．２５バール高くなっており、共鳴式設備の場合よりも０．５バール高くなっている。チャージ空気の密度が高くなることにより、それに対応してより多くの体積がプレナムチェンバー６間で振動することとなるので、圧力の振幅は、明らかに自然吸気エンジンで周知の振幅よりも大きくなっている。
【００４２】
図８では、圧力変動の位相位置が、クランク角で約７０°相違している。それでも、別の幾何学的な形状によって、９０°までの位相の相違が可能である。圧力Ｐの位相位置にもとづき、入口の所において、様々な体積流の推移が得られる。例えば、図８又は図１３〜１６によるシリンダーバンク１−２−３のプレナムチェンバー６内における体積流の推移と温度の推移を比較すると、膨張式吸入設備では、クランク角でチャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴ後９０°からチャージサイクルの下死点ＵＴ後２０°までの１２０°の間に、プレナムチェンバー６内の温度が、その平均値Ｔmittel以下に低下していることが分かる。
【００４３】
この結果は、最終的に第一のシリンダーの燃焼室内の温度推移ＴＢで示されている。理想化された従来技術を表す安定化タンク式吸入設備と比較すると、２０°以上の温度の低下が達成されている。図１０では、この効果によって、従来のエンジン設計に対して、点火タイミングを明らかに早める方向にシフトさせることが可能となっている。こうすることによって、高圧での効率が改善されるとともに、図１１にもとづき、エンジン出力が増大している。点火を早めることによって、排気ガスの温度が低下し、その結果排気タービンを保護するためのグリース消費量が減少する。
【００４４】
図８の上のグラフに図示されている通り、吸気サイクルの第二の半サイクル、即ち、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴと下死点ＵＴの間において、入口でのバルブリフト量が最大となっている。図８の中央のグラフに図示されている通り、プレナムチェンバー６内での膨張によって、吸気サイクルの第二の半サイクルにおいて、燃焼空気の温度が最小の温度値ＴMin となっている。本発明は、空気吸入設備３内、特に、プレナムチェンバー６及び吸気管７内に燃焼空気が吸入される時点で、気体力学的な膨張が支配的となるように、本発明による空気吸入設備３が構成されていることを特徴とする。そうすることによって、燃焼空気が燃焼室に流入した時に、燃焼空気が基本的に低い温度ＴMin を有することとなる。
【００４５】
図３には、分配モジュール４ａの代わりにタンク４ｃが分配管４の中央に配備された第二の実施例が図示されている。この実施例では、分配管の長さＬV は、各プレナムチェンバー６とタンク４ｃ間の間隔から構成される。図４による第三の実施例では、本発明による燃焼機関１は、同様にバングとして配置された６つのシリンダーを備えている。この場合、空気吸入設備３は、三つの前方のシリンダー２ａに対して第一のプレナムチェンバー６ａが配備され、それ以外の三つのシリンダー２ｂに対して第二のプレナムチェンバー６ｂが配備されており、燃焼空気が配分されるように構成されている。そのために、分配管４は、アーチ形状に構成されており、分配管の長さＬV は、このアーチの長さに相当する。本発明では、分配管４は、シリンダー配置及びエンジン構造に応じて、本発明の範囲内で考えられる如何なる形状、例えば、アーチ形状、直線的な又は角張った形、或いは相異なる形状の組合せとして構成することが可能である。
【００４６】
図５の第四の実施例では、第三の実施例の変化形態が図示されており、その場合分配管４は二つの区間に分割されており、空気誘導ダクト５と分配管の各区間１０の間には、タンク１１が配置されている。この実施例では、分配管の長さＬV は、分配管の二つの区間の長さＬV1とＬV2から構成される。
【００４７】
図６による本発明の第五の実施例では、追加的な分配管１２がプレナムチェンバー６の間に配置されており、その分配管は、ここではフラップ１３として構成された切換部材によって、エンジンパラメータに従って切り換えることが可能である。追加的な分配管１２内に配置された切換用フラップ１３によって、分配管の相当直径ＤV の大きさを調整することが可能である。そうすることによって、燃焼機関１の回転数に従って、チャージ空気の実現可能な膨張を調整することができる。同様に、前述した全ての実施例において、切換用フラップ１３を備えた追加的な分配管１２を配置することが考えられる。この場合、分配管の形状に応じて、分配管の相当直径ＤV の大きさに適合させるのに相応しい位置に、一つ又は二つの追加的な分配管１２を配置することができる。図７に図示されている第六の実施構成は、図４による第五の実施構成の変化形態である。
【００４８】
図１２には、膨張したチャージ空気の燃焼室内への流入後における燃焼室内のチャージ温度ＴＢの推移の例が図示されている。図１２の三つの画像には、燃焼機関１の回転数に応じた様々な温度値が図示されている。それによると、回転数などの燃焼機関の動作パラメータに従って切換可能な追加的な分配管１２によって、分配管の所定の相当直径ＤV に適合させるとともに、そのためチャージ空気の調整された膨張を実現することができる。従って、燃焼室内への流入時点におけるチャージ空気の最低温度を動作パラメータに従って調整することが可能となり、その結果燃焼機関１の各動作点において最適な効率が得られることとなる。
【００４９】
以下においては、本発明による膨張式吸入設備３とその実施形態を更に詳しく説明する。図９に図示されている図１による空気吸入設備３のサイズ比率の模式図は、図１２のチャージ空気の温度推移に従って導き出されたものである。この場合、図９に図示されている三角形は、図１２のチャージ空気の温度値が低い温度範囲を表している。ここで、分配管の長さＬV は、図９に図示されている一つの三角形内に交点が得られるように、分配管の相当直径ＤV に従って選定することができる。そのような構成によって、本発明による膨張式吸入設備３では、燃焼室の入口の所において、平均温度Ｔmittelよりも低いチャージ空気温度ＴMin が得られる。
【００５０】
このような空気吸入設備３の幾何学的な構成は、図８の上のグラフによる第二の吸入プロセスの第二の半サイクルにおいて、変動しているチャージ空気の膨張段階が起こるようなチャージ空気の膨張を生じさせることとなる。図８では、吸入プロセスの第二の半サイクルにおける膨張段階によって、チャージ空気の最低温度値が実現されている。そして、本発明にもとづき、吸入された比較的冷たい空気体積によって、比較的低い温度での燃焼室のシリンダーへの充填が実現される。この効果は、図１１によるノッキング限界を早める方向へのシフトを起こし、その結果より早い点火が可能となる。
【００５１】
従って、燃焼機関１の点火時点を、より温かい温度でのシリンダーへの充填の場合よりも早い時点に調整することによって、エンジン出力を向上させることが可能である。このことは、出力を大幅に向上させることとなる。ノッキング傾向を目的通り低下させることによって、燃焼機関の圧縮比を増大させることが考えられる。
【００５２】
空気吸入設備３内で行われる膨張を補償するために、コンプレッサー８によって、従来のスーパーチャージ式燃焼機関の場合よりも高く適合させたチャージ圧に調整している。本発明による膨張式吸入設備３で上昇させるチャージ圧は、例えば、従来の自然吸気式設備よりも０．１５〜０．３バール高い値とすることができる。そのようなチャージ圧の上昇によって、チャージ空気冷却器９の前では、チャージ空気温度の約１０°の上昇となり、チャージ空気冷却器９の後では、チャージ空気温度の約２〜３°の上昇が計測されている。それでも、調整した膨張によって、チャージ空気温度の更なる低下を起こして、その結果燃焼室の入口の所において、所望のチャージ圧レベルに維持することにより、図８と１０による従来の温度よりも低いチャージ空気温度が得られる。従って、燃焼室へのより大きな空気流量が維持されると同時に、図１０と１１による燃焼機関１のノッキング限界のシフトによって、出力の上昇が達成される。
【００５３】
二つのシリンダーバンクを備えた６気筒エンジン用の空気吸入設備３にもとづき、本発明を詳しく説明する。そのようなエンジンでの古典的な自然吸気設備と比べて、この空気吸入設備３の分配管４は、より長く、直径がより小さく、個々の吸気管７が、より短く構成されている。
【００５４】
本発明では、本発明による空気吸入設備は、エンジン回転数が高い場合、共鳴式チャージング効果と逆に作用し、そのため圧縮の代わりに膨張を利用している。そのような空気吸入設備３内での膨張によって、空気を膨張させている。そうすることによって、空気は冷却され、その結果燃焼室内での燃料と空気の混合物のより低い温度が実現される。そのため、出力を最適化した形で、より冷却させた燃料と空気の混合物に点火することができる。
【００５５】
図８では、共鳴式チャージングの場合、共鳴式チャージングがコンプレッサーによるチャージングに追加されることとなるので、チャージ圧、即ち、時間的に平均化した値が、約０．２５バール低くなっている。それに対して、本発明による空気吸入設備３では、チャージ圧は、安定化タンク式設備よりも約０．２５バール高くなっており、共鳴式設備よりも０．５バール高くなっている。この場合、チャージ空気の密度が高くなることによって、それに対応して、より多くの体積がプレナムチェンバー６の間で変動するので、圧力の振幅は、自然吸気エンジンの場合よりも明らかに大きくなっている。圧力変動の位相位置は、クランク角で約７０°異なっている。そのような圧力の位相位置のために、図８の下のグラフにもとづき、入口の所での様々な体積流の推移が生じている。この場合、図８の中央のグラフでは、本発明による空気吸入設備３によって、プレナムチェンバー６内の温度が平均値Ｔmittel以下に低下していることが分かる。この効果は、温度の推移において明らかであり、そこでは、クランク角でチャージサイクルの上死点後９０°とクランク角で下死点後２０°の間の吸入段階の間に温度低下が２０°以上となっている。
【００５６】
図１３〜１６には、本発明による空気吸入設備３において、どのように変動が起こっているのかを表す立体的な変動形状が図示されている。ここでは、分配管及びシリンダーバンクの各吸気管内の体積流が図示されている。エンジンの動作中は、吸気弁の開閉が時間的にずれているために、空気吸入設備３内の空気体積が分配管の中心の周りで変動している。そのため、空気体積は、二つのプレナムチェンバー６の間で分配管の中心の周りを行ったり来たり変動している。図１３〜１６の右端の相異なる行程位置は、シリンダーバンク、ここではシリンダー１−２−３のプレナムチェンバー６を通過する長さが相異なることによって生じている。表示に関する理由から、図１３〜１６のシリンダーバンク１−２−３は、右側に図示されている。即ち、観察者は、車両の走行方向Ａと対向する方向から見ている。この場合、図示されている行程は、対向して置かれたシリンダーバンク、ここではシリンダー４−５−６のプレナムチェンバー６からの移行部Ｂをゼロとして開始している。そのため、スロットルハウジングを介したチャージ空気の導入は、分配管の中央、即ち、行程が０．２２メートルの所で行われている。そして、図１３では、チャージ空気は、至る所からシリンダーバンク１−２−３の方向に流入しており、図１３のグラフは、チャージサイクルの上死点ＬＷ−ＯＴの直前の時点に相当する瞬間的な側面を表している。図１４のグラフは、同様に図１３と比べて、図１３の場合よりもクランク角で６０°遅れたピストンの位置に相当する瞬間的な側面を表している。
【００５７】
更に、図１５には、同様にピストンがチャージサイクルの上死点と下死点の間に有る時点に相当する瞬間的な側面が図示されている。この図１５によるグラフには、シリンダー番号１に関する空気吸入プロセスが図示されており、ここではピストン速度が最大となる時点と吸気弁の最大上昇点に到達する直前の間で空気の吸入が行われている。この時点では、吸入設備内のチャージ空気は、対向して置かれたシリンダーバンクのシリンダー番号６の方向に変動している。ここに図示されている燃焼機関では、点火シーケンスが１、６、２、４、３、５で行われる。そのため、シリンダー番号１の吸気管７内では、空気は右に引っ張られ、その結果チャージ空気はプレナムチェンバー６内で膨張する。それによって、図１６の平均値Ｔmittelよりも２０°以上低下した空気温度が得られる。図１３〜１６では、クランク角で２４０°の変動周期のチャージ空気の変動サイクル内における四つの時間的な側面が図示されている。それは、本発明による燃焼機関がクランク角で７２０°以内の４サイクル過程に対する三つのサイクルを進行させることによって得られるものである。本発明による空気吸入設備３によって、チャージ空気の平均値Ｔmittel以下の特筆すべき温度低下が達成されている。
【図面の簡単な説明】
【００５８】
【図１】シリンダーが２列に配置されたスーパーチャージ式燃焼機関の本発明による空気吸入設備の斜視図
【図２】図１による空気吸入設備の第一の実施例の模式図
【図３】図１による空気吸入設備の第二の実施例の模式図
【図４】シリンダーが１列に配置された燃焼機関の本発明による空気吸入設備の第三の実施例の模式図
【図５】図４による空気吸入設備の第四の実施例の模式図
【図６】図１による空気吸入設備の第五の実施例の模式図
【図７】図４による空気吸入設備の第六の実施例の模式図
【図８】本発明による燃焼機関の空気吸入設備内における圧力、温度及び体積流の推移の模式的なグラフ
【図９】本発明による燃焼機関の空気吸入設備のサイズ比率の模式的なグラフ
【図１０】燃焼機関の燃焼室内のチャージ温度の模式的なグラフ
【図１１】図１による空気吸入設備の燃焼機関のエンジン出力に対する作用の模式的なグラフ
【図１２】設定回転数に依存した、「吸気弁閉鎖」時点における本発明による燃焼機関の燃焼室内のシリンダーへのチャージング温度値の模式的なグラフ
【図１３】チャージサイクルの上死点前の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１４】チャージサイクルの上死点後の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１５】チャージサイクルの上死点と下死点の間の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【図１６】チャージサイクルの下死点の時点における図１による空気吸入設備の分配管内の体積流及び温度推移グラフ
【符号の説明】
【００５９】
１ スーパーチャージ式燃焼機関
２，２ａ，２ｂ シリンダー
３ 本発明による空気吸入設備
４ 空気吸入設備３の分配管
４ａ 分配モジュール
４ｂ 配管部分
４ｃ タンク
５ 空気誘導ダクト
６ プレナムチェンバー
６ａ 第一のプレナムチェンバー
６ｂ 第二のプレナムチェンバー
７ 吸気管
８ コンプレッサー
９ チャージ空気冷却器
１０ 分配管４の区間
１１ タンク
１２ 追加的な分配管
１３ フラップ
ｎN 燃焼機関の定格回転数
Ａ 車両の走行方向
Ｂ プレナムチェンバー６からの移行部
ＤV 分配管の相当直径
ＬS 吸気管の長さ
ＬV 分配管の長さ
ＬV1，ＬV2 分配管の区間の長さ
ＬＷ−ＯＴ，ＯＴ チャージサイクルの上死点
Ｐ 圧力
Ｔ 温度
ＴＢ 燃焼室内のチャージ空気温度
ＴMin 最小チャージ空気温度
Ｔmittel 平均チャージ空気温度
ＬＷ−ＵＴ，ＵＴ 下死点
ＺＯＴ 点火の上死点
ＺＺＰ 点火時点
【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数のシリンダー（２）と、空気吸入設備（３）と、燃焼空気を移送するためのコンプレッサー（８）と、ピストンとシリンダーヘッドの間に画定された、シリンダー（２）内に位置する燃焼室とを備えた燃焼機関（１）であって、
・空気吸入設備（３）が、少なくとも一つの分配管（４）と、複数の吸気管（７）と、少なくとも一つのプレナムチェンバー（６）とから構成され、プレナムチェンバー（６）は、分配管（４）と吸気管（７）の間に配置されており、
・空気吸入設備（３）への燃焼空気は、分配管（４）に合流する空気誘導ダクト（５）を介して移送され、
・コンプレッサー（８）からの出口後の燃焼空気のチャージ圧（Ｐ）は、燃焼機関（１）の燃焼室への入口までに低下される、
燃焼機関（１）において、
空気吸入設備（３）は、空気吸入設備内で空気体積が膨張している段階の間に、空気体積の少なくとも一部が燃焼機関（１）の燃焼室内に流入するように構成されていることを特徴とする燃焼機関。
【請求項２】
分配管の長さは、空気の吸入時点において、空気吸入設備（３）内のチャージ圧（Ｐ）の低下を実現することが可能なサイズに規定されていることを特徴とする請求項１に記載の燃焼機関。
【請求項３】
空気の吸入時点において、各シリンダーに吸入される空気体積の温度が、プレナムチェンバー（６）と燃焼機関（１）の燃焼室との間で低下されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の燃焼機関。
【請求項４】
空気体積の温度平均値（Ｔmittel）以下への温度低下が、クランク角でチャージサイクルの上死点（ＬＷ−ＯＴ）後５０°〜チャージサイクルの下死点（ＵＴ）後４０°の範囲の間、特に、チャージサイクルの上死点（ＬＷ−ＯＴ）後９０°〜チャージサイクルの下死点（ＵＴ）後２０°の範囲の間に行われることを特徴とする請求項３に記載の燃焼機関。
【請求項５】
空気吸入設備（３）は、分配管の長さ（ＬV ）が分配管の相当直径（ＤV ）に依存して規定される形で構成されていることを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項６】
分配管の長さ（ＬV ）の実施形態は、分配管の長さ（ＬV ）に対する分配管の相当直径（ＤV ）の比率が０．０５〜０．１４又は０．０６〜０．１３となるように、分配管の相当直径（ＤV ）に依存して行われていることを特徴とする請求項５に記載の燃焼機関。
【請求項７】
空気吸入設備（３）の実施形態は、吸気管の長さ（ＬS ）が２００ｍｍ又は１５０ｍｍよりも短くなるように行われていることを特徴とする請求項１から６までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項８】
空気吸入設備（３）は、二つのプレナムチェンバー（６）を備えており、分配管（４）が、一つの分配モジュール（４ａ）と二つの分配管区間（４ｂ）から構成され、各分配管区間（４ｂ）が、分配モジュール（４ａ）とプレナムチェンバー（６）の中の一つとの間に配置されていることを特徴とする請求項１から７までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項９】
燃焼機関（１）は、外部点火式燃焼機関、特に、水平対向構造の外部点火式燃焼機関として構成されており、シリンダー（２）の数が、４、６又は８個であることを特徴とする請求項１から８までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１０】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第一の式によって決まる長さ（Ｌ1 ）よりも長く、
【数１】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ｎN は燃焼機関（１）の定格回転数に相当し、ＤV は分配管の相当直径に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１１】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第二の式によって決まる長さ（Ｌ2 ）よりも短く、
【数２】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ｎN は燃焼機関（１）の定格回転数に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１２】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第三の式によって決まる長さ（Ｌ3 ）よりも長く、
【数３】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ＤV は分配管の相当直径に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１３】
切換可能な第二の分配管（１２）が配置されていることを特徴とする請求項１から１２までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１４】
第二の分配管（１２）には、分配管の相当直径（ＤV ）の大きさを調整することが可能な切換用フラップ（１３）が配備されていることを特徴とする請求項１から１３までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１５】
燃焼機関（１）は、タービンの幾何学的な構造を調整することが可能な排気ターボチャージャーを備えていることを特徴とする請求項１から１４までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１６】
コンプレッサー（８）によるチャージ圧の追加的な上昇を調整することが可能であり、調整されたチャージ圧の値が、０．９バールと１．５バールの間に有る値よりも５％〜１５％大きいことを特徴とする請求項１から１５までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１７】
空気吸入設備（３）内において実現可能な膨張が、動作パラメータ、特に、燃焼機関（１）の回転数（ｎN ）に従って調整することが可能であることを特徴とする請求項１から１６までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１】
複数のシリンダー（２）と、空気吸入設備（３）と、燃焼空気を移送するためのコンプレッサー（８）と、ピストンとシリンダーヘッドの間に画定された、シリンダー（２）内に位置する燃焼室とを備えた燃焼機関（１）であって、
・空気吸入設備（３）が、少なくとも一つの分配管（４）と、複数の吸気管（７）と、少なくとも一つのプレナムチェンバー（６）とから構成され、プレナムチェンバー（６）は、分配管（４）と吸気管（７）の間に配置されており、
・空気吸入設備（３）への燃焼空気は、分配管（４）に合流する空気誘導ダクト（５）を介して移送され、
・コンプレッサー（８）からの出口後の燃焼空気のチャージ圧（Ｐ）は、燃焼機関（１）の燃焼室への入口までに低下される、
燃焼機関（１）において、
空気吸入設備（３）は、空気吸入設備内で空気体積が膨張している段階の間に、空気体積の少なくとも一部が燃焼機関（１）の燃焼室内に流入するように構成されていることを特徴とする燃焼機関。
【請求項２】
分配管の長さは、空気の吸入時点において、空気吸入設備（３）内のチャージ圧（Ｐ）の低下を実現することが可能なサイズに規定されていることを特徴とする請求項１に記載の燃焼機関。
【請求項３】
空気の吸入時点において、各シリンダーに吸入される空気体積の温度が、プレナムチェンバー（６）と燃焼機関（１）の燃焼室との間で低下されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の燃焼機関。
【請求項４】
空気体積の温度平均値（Ｔmittel）以下への温度低下が、クランク角でチャージサイクルの上死点（ＬＷ−ＯＴ）後５０°〜チャージサイクルの下死点（ＵＴ）後４０°の範囲の間、特に、チャージサイクルの上死点（ＬＷ−ＯＴ）後９０°〜チャージサイクルの下死点（ＵＴ）後２０°の範囲の間に行われることを特徴とする請求項３に記載の燃焼機関。
【請求項５】
空気吸入設備（３）は、分配管の長さ（ＬV ）が分配管の相当直径（ＤV ）に依存して規定される形で構成されていることを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項６】
分配管の長さ（ＬV ）の実施形態は、分配管の長さ（ＬV ）に対する分配管の相当直径（ＤV ）の比率が０．０５〜０．１４又は０．０６〜０．１３となるように、分配管の相当直径（ＤV ）に依存して行われていることを特徴とする請求項５に記載の燃焼機関。
【請求項７】
空気吸入設備（３）の実施形態は、吸気管の長さ（ＬS ）が２００ｍｍ又は１５０ｍｍよりも短くなるように行われていることを特徴とする請求項１から６までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項８】
空気吸入設備（３）は、二つのプレナムチェンバー（６）を備えており、分配管（４）が、一つの分配モジュール（４ａ）と二つの分配管区間（４ｂ）から構成され、各分配管区間（４ｂ）が、分配モジュール（４ａ）とプレナムチェンバー（６）の中の一つとの間に配置されていることを特徴とする請求項１から７までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項９】
燃焼機関（１）は、外部点火式燃焼機関、特に、水平対向構造の外部点火式燃焼機関として構成されており、シリンダー（２）の数が、４、６又は８個であることを特徴とする請求項１から８までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１０】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第一の式によって決まる長さ（Ｌ1 ）よりも長く、
【数１】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ｎN は燃焼機関（１）の定格回転数に相当し、ＤV は分配管の相当直径に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１１】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第二の式によって決まる長さ（Ｌ2 ）よりも短く、
【数２】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ｎN は燃焼機関（１）の定格回転数に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１２】
分配管の長さ（ＬV ）が、次の第三の式によって決まる長さ（Ｌ3 ）よりも長く、
【数３】
ここで、Ｌs は各吸気管（７）の長さに相当し、ＤV は分配管の相当直径に相当することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１３】
切換可能な第二の分配管（１２）が配置されていることを特徴とする請求項１から１２までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１４】
第二の分配管（１２）には、分配管の相当直径（ＤV ）の大きさを調整することが可能な切換用フラップ（１３）が配備されていることを特徴とする請求項１から１３までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１５】
燃焼機関（１）は、タービンの幾何学的な構造を調整することが可能な排気ターボチャージャーを備えていることを特徴とする請求項１から１４までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１６】
コンプレッサー（８）によるチャージ圧の追加的な上昇を調整することが可能であり、調整されたチャージ圧の値が、０．９バールと１．５バールの間に有る値よりも５％〜１５％大きいことを特徴とする請求項１から１５までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【請求項１７】
空気吸入設備（３）内において実現可能な膨張が、動作パラメータ、特に、燃焼機関（１）の回転数（ｎN ）に従って調整することが可能であることを特徴とする請求項１から１６までのいずれか一つに記載の燃焼機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【公開番号】特開２００９−１９６３３（Ｐ２００９−１９６３３Ａ）
【公開日】平成２１年１月２９日（２００９．１．２９）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００８−１８３３９６（Ｐ２００８−１８３３９６）
【出願日】平成２０年７月１５日（２００８．７．１５）
【出願人】（５０８１７４９７５）ドクトル イング ハー ツェー エフ ポルシェ アクチエンゲゼルシャフト (134)
【氏名又は名称原語表記】Ｄｒ． Ｉｎｇ． ｈ．ｃ． Ｆ． Ｐｏｒｓｃｈｅ Ａｋｔｉｅｎｇｅｓｅｌｌｓｃｈａｆｔ
【住所又は居所原語表記】Ｐｏｒｓｃｈｅｐｌａｔｚ １， Ｄ−７０４３５ Ｓｔｕｔｔｇａｒｔ， Ｇｅｒｍａｎｙ
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２１年１月２９日（２００９．１．２９）
【国際特許分類】
【出願日】平成２０年７月１５日（２００８．７．１５）
【出願人】（５０８１７４９７５）ドクトル イング ハー ツェー エフ ポルシェ アクチエンゲゼルシャフト (134)
【氏名又は名称原語表記】Ｄｒ． Ｉｎｇ． ｈ．ｃ． Ｆ． Ｐｏｒｓｃｈｅ Ａｋｔｉｅｎｇｅｓｅｌｌｓｃｈａｆｔ
【住所又は居所原語表記】Ｐｏｒｓｃｈｅｐｌａｔｚ １， Ｄ−７０４３５ Ｓｔｕｔｔｇａｒｔ， Ｇｅｒｍａｎｙ
【Ｆターム（参考）】
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