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Die Erfindung betrifft eine Viertakt-Brennkraftmaschine mit Fremdzündung und einer im Zylinderkopf angeordneten Einspritzeinrichtung zur direkter Einspritzung des Kraftstoffes in den Brennraum, mit einem hin- und hergehenden Kolben pro Zylinder und einer dachförmig ausgebildeten Brennraumdeckfläche mit mindestens zwei Einlassventilen, sowie mit im Brennraum eine Tumbleströmung erzeugenden und auf einer Seite der durch die Kurbelwellenachse und die Zylinderachse definierten Motorlängsebene angeordneten Einlasskanälen sowie einer im Bereich der Zylindermitte angeordneten Zündquelle.
Ständig steigende Anforderungen an eine Verringerung des Kraftstoffverbrauchs und die Reduktion der Abgasemissionen, insbesondere der Kohlenwasserstoffe und der Stickoxide, erfordern den Einsatz neuer Technologien im Bereich der Verbrennungskraftmaschinen und hier insbesondere im Bereich der im PKW überwiegend eingesetzten Ottomotoren mit Fremdzündung.
Ein wesentlicher Grund für den gegenüber z. B. Dieselmotoren höheren spezifischen Kraftstoffverbrauch einer fremdgezündeten Brennkraftmaschine liegt in der Betriebsweise mit vorgemischtem homogenen Kraftstoff-Luft-Gemisch. Dies bedingt eine Regelung der Motorlast mit Hilfe eines Drosselorganes zur Begrenzung der insgesamt angesaugten Gemischmenge (Quantitätsregelung).
Diese Drosselung der Ansaugströmung führt zu einem thermodynamischen Verlust, der den Kraftstoffverbrauch der Verbrennungskraftmaschine erhöht. Das Potential zur Verbrauchsreduzierung der Verbrennungskraftmaschine bei Umgehung dieser Drosselung kann auf etwa 25 % geschätzt werden.
Eine vollständige Nutzung des Potentials zur Verbrauchsreduktion wird durch direkte Kraftstoffeinspritzung und weitgehend ungedrosselten Betrieb des Motors möglich, wodurch eine fremdgezündete Brennkraftmaschine ähnlich dem Dieselmotor mit Qualitätsregelung, d. h. einer Regelung der Motorlast durch Veränderung des Kraftstoff-Luft-Verhältnisses betrie- ben werden kann.
Diese Betriebsweise erfordert jedoch gezielte Massnahmen zur Sicherstellung einer vollständigen und stabilen Verbrennung auch bei sehr hohem Luftüberschuss (niedrige torlast), bei welchem ein homogenes Kraftstoff-Luft-Gemisch nicht mehr zündfähig ist.
Die allgemein bekannte Lösung dieser Anforderung besteht hier in der Realisierung einer stark geschichteten, also inhomogenen Gemischverteilung. die sich bei direkter Kraft-
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stoffeinspritzung durch Einspritzung des Kraftstoffes kurz vor der Zündung vorteilhaft erreichen lässt.
Eine derartige durch direkte Kraftstoffeinspritzung generierte Gemischschichtung muss durch die Hauptströmungsstrukturen im Zylinderraum der Brennkraftmaschine sowie durch die Geometrie des Brennraumes stabilisiert werden, um selbst in Anwesenheit der typischerweise sehr hohen Turbulenzgrade der Motorinnenströmung den Zeitraum zwischen dem Einspritzende und der Zündung überdauern zu können. Als Hauptströmungsformen kommen hier die Wirbelbewegungen Drall und Tumble in Betracht. Bei einer Drallströmung rotiert die Zylinderladung aufgrund der Einlasskanalgestaltung um die Zylinderachse, während bei einer Tumbleströmung eine Rotation um eine zur Kurbelwelle parallele Achse zu beobachten ist.
Ein einlassgenerierter Tumblewirbel zeigt eine Beschleunigung der Rotation durch die Verkleinerung der Querschnittsfläche während der Kompression. In der Endphase der Kompression ist bei genügend flachem Ventilwinkel (eines typischen Vierventil-Brennraums) ein starker Zerfall des Tumblewirbels in kleinere stochastisch verteilte Wirbel zu beobachten.
Eine Tumbleströmung lässt sich im Zylinderraum eines modernen mehrventiligen Ottomotors mit zwei oder drei Einlassventilen sinnvoll erzeugen ohne deutliche Verringerungen des Durchflusskoeffizienten der Einlasskanäle in Kauf nehmen zu müssen. Die Tumbleströmung stellt daher heute ein häufig angewandtes Strömungskonzept für Ottomotoren dar, bei welchen mit Hilfe erhöhter Ladungsbewegung die Verbrennungscharakteristiken verbessert werden sollen.
Für die der gestellten Aufgabe entsprechende Einbringung des Kraftstoffes in den Brennraum unter den genannten Strömungsbedingungen ist aus dem SAE-Paper 940188 das Prinzip eines Einspritzventils bekannt, welches einen kegelförmigen Einspritzstrahl mit hoher Zerstäubungsgüte des Kraftstoffes erzielt. Durch Änderung des Kraftstoffdruckes und des Brennraumgegendruckes kann der Kegelwinkel des Einspritzstrahls beeinflusst werden. Eine charakteristische Eigenschaft derartiger Einspritzdüsen ist die Verbesserung der Zerstäubungsgüte mit steigendem Einspritzdruck. Diese gewünschte Abhängigkeit führt jedoch zu steigenden Geschwindigkeiten des Einspritzstrahls von bis zu 100 m/s und somit zu einem hohen Impuls des in den Brennraum eintretenden Kraftstoff-Sprays.
Demgegenüber weist die Luftströmung im Brennraum, selbst bei starker einlassgenerierter Drall- oder Tumblebewegung mit maximal ca. 30-40 m/s, einen deutlich geringeren Impuls auf, weshalb der Einspritzstrahl in einer ersten Phase des Eintritts in den Brennraum nur unwesentlich von der Brennraumströmung beeinflusst wird.
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Es stellt sich unter diesen Voraussetzungen die allgemeine Aufgabe, aus dem Einspritzstrahl eine örtlich begrenzte Gemischwolke in der Nähe der Zündquelle zu erzeugen, und das Gemisch innerhalb der Wolke weiter mit Brennraumluft zu vermischen. Dabei sind folgende Punkte wesentlich : Die Gemischwolke muss insbesondere bei niedrigen Motorlasten deutlich abgegrenzt blei- ben und sich aus thermodynamischen Gründen sowie zur Reduzierung der Emissionen un- verbrannter Kohlenwasserstoffe möglichst in der Mitte des Brennraumes befinden.
* Die Verdampfung des eingespritzten Kraftstoffes und seine Vermischung mit der Brenn- rawnluft auf ein vorzugsweise stöchiometrisches Luftverhältnis muss in der vergleichs- weise kurzen Zeitspanne zwischen Einspritzzeitpunkt und Zündzeitpunkt erfolgen.
Bei der Gestaltung eines geeigneten Brennverfahrens für einen direkteinspritzenden Ottomotor sind neben den Charakteristiken der Einspritzstrahlausbreitung auch die zur Verfügung stehenden Brennraumabmessungen zu berücksichtigen. Für PKW-Ottomotoren typische Hubräume des Einzelzylinders führen zu Bohrungsdurchmessem von ca. 60 bis 100 mm, wobei sich der Kolbenhub in der gleichen Grössenordnung bewegt.
In Anbetracht der genannten Ausbreitungsgeschwindigkeiten des Einspritzstrahls muss daher ein Auftreffen zumindest eines Teils des Kraftstoff-Sprays auf der Kolbenoberfläche erwartet werden. Die Gestaltung der Brennrauminnenströmung sollte daher diesen Vorgang der Wandbenetzung berücksichtigen.
Zur Formung der Gemischwolke und zur Aufbereitung des Kraftstoff-Sprays können folgende Effekte genutzt werden : . Erzeugung eines Kegelstrahls mit variablem, vom Brennraumgegendruck abhängigen Ke- gelwinkel.
'Hoher Einspritzdruck zur Verbesserung der Zerstäubung und damit zur Beschleunigung der direkten Verdampfung des Kraftstoff-Sprays vor der Wandberührung.
Erzeugung eines erhöhten Turbulenzniveaus im Bereich des Einspritzstrahls durch die B rennrauminnenströmung.
. Beschleunigung der Wandfilmverdampfung durch Erzeugung einer hohen Strömunsge- schwindigkeit am benetzten Bereich der Kolbenoberfläche.
Aus der EP 0 558 072 Al ist eine Ausführungsform einer Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art bekannt, bei welcher durch die Form und Anordnung der Einlasska- näle eine umgekehrte Tumble-Bewegung der Brennraumströmung erzeugt wird, die durch eine schanzenartige Ausformung der Kolbenoberfläche verstärkt wird. Diese Kolbenoberflä-
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che dient gleichzeitig der Umlenkung des Einspritzstrahls zur Zündkerze, die in Zylindermitte angeordnet ist. Einspritzstrahl und Brennraumströmung streichen so in gleicher Richtung über die Kolbenoberfläche. Der Einspritzstrahl bzw. die daraus nach der Umlenkung am Kolben entstehende Gemischwolke kann sich jedoch nach dem Auftreffen auf die Zylinderkopfwand nahe der Zündkerze in alle Richtungen nahezu ungehindert ausbreiten.
Ein Bemühen um eine möglichst starke Konzentration der Gemischwolke nach der Umlenkung am Kolben ist daher nicht erkennbar. Ferner erzeugt die auf der Kolbenoberfläche ausgebildete Schanze unter den Auslassventilen eine Quetschfläche. Diese erzeugt zwar während der Kompression des Motors kurz vor dem oberen Totpunkt eine gewünschte zusätzliche Strömungsbewegung. Diese kehrt sich jedoch nach Durchlaufen des oberen Totpunktes um, was zu einem Auseinanderreissen der während der Kompression aufgebauten Gemischkonzentration führt.
Aus der EP 0 639 703 Al ist eine weitere Ausführungsform einer Brennkraftmaschine mit direkter Einspritzung bekannt, bei welcher durch die Ausformung der Einlasskanäle eine Drallströmung im Zylinderraum erzeugt wird. Die Kolbenoberfläche weist hier eine ausgeprägte Mulde mit umgebender Quetschfläche auf, wobei die Mulde derart exzentrisch angeordnet ist, dass die zentral im Brennraum befindliche Zündkerze und das radial angeordnete Einspritzventil sich jeweils am Muldenrand befinden. Der Kraftstoff wird gezielt gegen den zu diesem Zweck speziell ausgeformten Muldenrand gespritzt. Die Kolbenoberfläche hat hier also die Aufgabe, den Kaftstoffstrahl in erster Linie zu zerstäuben.
Der Drallströmung kommt die Aufgabe zu, den zerstäubt von der Muldenkante abprallenden Kraftstoff zur Zündkerze zu transportieren.
Bei diesen bekannten Brennkraftmaschinen ist die Einspritzeinrichtung relativ weit von der Zündquelle entfernt angeordnet, was sich nachteilig auf die Zündsicherheit und die Verbrennungsstabilität auswirkt.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, die genannten Nachteile zu vermeiden und ein Brennverfahren unter den dargestellten Randbedingungen mit einer einlassgenerierten Tumlbeströmung im Zylinderraum zu realisieren, wobei eine grosse Zündsicherheit und Verbrennungsstabilität erreicht werden soll.
Zur Lösung dieser Aufgabe ist vorgesehen, dass der Kolben an seiner brennraumseitigen Kolbenoberfläche eine Strömungsleitrippenanordnung aufweist, die-im Grundriss gesehen-im wesentlichen in Form eines Buchstabens U"gestaltet ist, welcher sich zur Auslassseite des Brennraumes öffnet, wobei die Kolbenoberfläche zwischen der Leitrippe und
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der Kolbenaussenkante kontinuierlich konkav gekrümmt ist, und die Einspritzung des Kraftstoffe in einen konkaven Bereich innerhalb des U"erfolgt, und wobei die Mündung der Kraftstoffeinspritzeinrichtung im Bereich der Motorlängsebene angeordnet ist.
Die Ausformung der Kolbenoberfläche hat besondere Bedeutung für die Aufrechterhaltung der Tumbleströmung und die Ausbildung der Gemischwolke. Durch die erfindunggemässe Kolbenoberflächenform wird die Ausbildung der Tumblegrundströmung während der Ansaugphase unterstützt und die Gemischströmung geführt, um eine weitestmögliche Begrenzung der zyklischen Schwankung der Gemischverteilung zu erreichen. Durch die Anordnung der Einspritzeinrichtung nahe der Zündquelle wird eine hohe Zündsicherheit und Verbrennungsstabilität erreicht. Zündquelle und Einspritzeinrichtung liegen dabei möglichst zentral im Brennraum, wodurch sich thennodynamische Vorteile ergeben. Die Anordnung der Einspritzeinrichtung dicht neben der Zündquelle hat zwar eine geringfügige Verkleinerung der Ventildurchmesser zur Folge, wodurch zunächst leichte Leistungseinbussen zu erwarten sind.
Diese werden allerdings dadurch kompensiert, dass die direkte Einspritzung des Kraftstoffes in den Zylinderraum zu einer Abkühlung des Gemisches aufgrund der Kraftstoffverdampfung führt, was eine Dichteerhöhung und eine Verbesserung der Füllung bewirkt. Eine sorgfältig Optimierung der konstruktiven Auslegung des Zylinderkopfes führt zu Reduktionen der Ventildurchmesser von ca. 7 bis 8 %.
Zur Unterstützung der während der Kompressionsphase auftretenden Tumbleströmung kann vorgesehen sein, dass die Kolbenoberfläche teilweise auf der der Kurbelwelle zugewandten Seite einer von der Kolbenaussenkante aufgespannten Bezugsebene liegt.
Um eine Strömungsablösung der quer zur Leitrippe erfolgenden Luftströmung zu gewährleisten, ist es vorteilhaft, wenn die Leitrippe eine gerundete Oberkante aufweist, deren Rundung direkt in die sich anschliessende konkave Kolbenoberfläche übergeht, wobei vorzugsweise der Radius der Rundung der Leitrippe zwischen l mm und 3mm beträgt, und vorzugsweise den kleinsten Wert im Bereich einer Zylindermittelebene normal zur Kurbelwellenachse annimmt. Es hat sich gezeigt, dass die besten Ergebnisse erreicht werden können, wenn der normal zur Motorlängsebene gemessene grösste Abstand der Leitrippe von der Motorlängsebene minimal etwa 0. 1 mal dem Kolbendurchmesser und maximal etwa 0. 4 mal dem Kolbendurchmesser beträgt.
Zur Erzielung eines optimalen Lenkungseffektes für die Strömung ist es weiters vorteilhaft, wenn die Leitrippe zumindest teilweise die grösste mögliche Höhe aufweist, die durch die Kontur der Brennraumdeckfläche bei Stellung des Kolbens im oberen Totpunkt
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und den nötigen Freigang der Ventile begrenzt wird, wobei sich der Bereich der grössten
Höhe vorzugsweise im Bereich der Zylindermittelebene normal zur Kurbelwellenachse be- findet.
Zur Ausbildung einer optimalen Strömungsform ist vorgesehen, dass die Mündung der Einspritzeinrichtung auf der Ausslassseite angeordnet ist, wobei der radiale Abstand von der Zylinderachse höchstens etwa 0. 2 mal dem Kolbendurchmesser beträgt.
Die Symmetrieachse des von der Einspritzeinrichtung erzeugten Einspritzstrahles schliesst dabei mit der Zylinderachse einen Winkel von maximal 30 ein und ist in Zylinder- achsnchtung gesehen, in den Bereich der Zylindermitte gerichtet. Weiters kann vorgesehen sein, dass der von der Einspritzeinrichtung erzeugte kegelförmige Einspritzstrahl einen Ke- gelwinkel von mindestens etwa 60 und maximal etwa 120 , vorzugsweise etwa 90 aufweist.
Vorzugsweise ist weiters vorgesehen, dass die Zündquelle auf der Einlassseite ange- ordnet ist, wobei der radiale Abstand von der Motorlängsebene höchstens 0. 2 mal dem Kol- bendurchmesser beträgt, wobei die Symmetrieachsen der Zündquelle und des von der Ein- spritzeinrichtung erzeugten Einspritzstrahles einen Winkel von mindestens etwa 60 und höchstens etwa 1200 einschliessen.
Durch die U-Forrn der Leitrippe wird die Gemischströmung in Richtung der Zünd- quelle geführt. Dabei ist es vorteilhaft, wenn die Leitrippe - in Richtung der Zylinderachse gesehen-im Bereich der Zylindermittelebene einen Krümmungsradius zwischen etwa 0, 2 und 0, 6 mal dem Kolbendurchmesser aufweist. Die Leitrippe ist vorteilhafterweise zumin- dest übewiegend auf der Einlassseite angeordnet.
Zur Erzielung einer guten Strömungsführung der Gemischwolke erstreckt sich die
Leitrippe vorzugsweise etwa bis in den Bereich der Motorlängsebene.
Weiters kann vorgesehen sein, dass die Leitrippe symmetrisch zur Zylindermittelebe- ne angeordnet ist.
Die Erfindung wird im folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen Fig 1 einen Längsschnitt durch einen Zylinder einer Brennkraftmaschine in einer erfindungsge- mässen Ausführung gemäss der Linie 1-1 in Fig. 2, Fig. 2 diese Brennkraftmaschine während der Kraftstoffeinspritzung (, in einer Ansicht in Richtung der Zylinderachse, Fig. 3 eine zweite
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des Zylinderkopfs 4 und die Kolbenoberfläche 5 des Kolbens 2 wird ein Brennraum 6 gebildet, in welchen beispielsweise zwei in Fig. 1 strichliert eingezeichnete Einlasskanäle 7 und zwei Ausslasskanäle 8 einmünden. Mit 9 bzw. 10 sind schrägliegende Einlassventile bzw. Auslassventile durch strichlierte Linien angedeutet. Bezugszeichen 11 bezeichnet eine zwi-
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bringung von Kraftstoff in den Brennraum 6 angeordnet.
An der Kolbenoberfläche 5 weist der Kolben 2 eine durch eine U-förmige Leitrippe 12 gebildete Leitrippenanordnung auf, welche die in den Fig. 1 und 2 mit den Pfeilen 13 angedeutet, als Tumble ausgebildete Zylinderinnenströmung beeinflusst, um einen optimalen Verbrennungsablauf zu erreichen.
Die- im Grundriss gesehen-U-formige Leitrippe 12 ist im wesentlichen unterhalb der Einlassventile 9 der Brennkraftmaschine auf der Kolbenoberfläche 5 angeordnet. Die Leitrippe 12 weist in der die Zylinderachse la einschliessenden Zylindermittelebene 16 normal auf die Kurbelwellenachse 15 den grössten Abstand von der Zylinderachse la auf und verläuft auf beiden Seiten dieser Zylindermittelebene 16 gekrümmt zur Auslassseite des Brennraumes 6. Die Höhe H über einer von der Kolbenaussenkante 2a aufgespannten Bezugsebene 2b nimmt im Bereich der Zylindermittelebene 16 vorzugsweise den maximal möglichen Wert an, welcher durch die Kontur der Brennraumdeckfläche 3 bei Stellung des Kolbens 2 im oberen Totpunkt und den nötigen Freigang der Ventile 9,10 begrenzt wird.
Die Kolbenoberfläche 5 verläuft auf beiden Seiten der Leitrippenoberkante 12a kontinuierlich und konkav gekrümmt zur Kolbenaussenkante 2a, wobei die Oberfläche 5a insbesondere innerhalb des U"auch unterhalb der von der Kolbenaussenkante 2a aufgespannten Bezugsebene 2b liegen kann.
Die Einspritzeinrichtung 19 ist vorzugsweise nahe der Zylinderachse la leicht zur Auslassseite versetzt und zur Auslassseite geneigt angeordnet, während die Zündquelle 11 zur Einlassseite hin versetzt und geneigt angeordnet wird, sodass sich zwischen den Symmetrieachsen 11 a bzw. 19a der Einspritzeinrichtung 19 und Zündquelle 11 in etwa ein rechter Winkel t etwa 300 ergibt. Die Position des Zündfunkens befindet sich damit nahe der Leitrippe 12. Der Einspritzstrahl 19b dringt entsprechend der Düsenneigung leicht zur Einlassseite geneigt in den Brennraum 6 ein und trifft im Innenbereich der U-fornigen Leitrippe 12 auf die Kolbenoberfläche 5a.
Die während der Kompression beschleunigte Tumbleströmung 13 liefert eine hohe Querströmungsgessshwiodigkeit nahe der Kolbenoberflä-
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che 5a im Auftreffbereich des Strahles 19b, was die Verdampfung des Wandfilms verbessert und dessen Transport entlang der Kolbenoberfläche 5a zur Zündquelle 11 begünstigt.
Die Leitrippenoberkante 12a weist vorzugsweise einen genügend kleinen Rundungsradius r auf, um eine Strömungsablösung der die Gemischwolke 18 transportierenden Tumbleströmung 13 zu gewährleisten, was zu einer Aufrichtung der Strömungsrichtung im mittleren Bereich des Zylinders 1 führt. In Richtung der Zylinderachse la weist die Leitrippe 12 im Bereich der Zylindermittelebene 16 einen Krümmungsradius R zwischen etwa 0, 2 und 0, 6 mal dem Kolbendurchmesser D auf. Auf der Einlassseite bildet sich durch die Annäherung des Kolbens 2 an die Brennraumdeckfläche 3 im oberen Totpunkt eine Quetschströmung 14 aus, die das Zusammenhalten der Gemischwolke 18 begünstigt.
Die Symmetrieachse 19a des Einspritzstrahles 19 schliesst mit der Motorlängsebene 17 einen Winkel a von maximal 300 ein. Die Symmetrieachse 19a ist dabei in den Bereich der Zylindermitte gerichtet.
Die Mündung 19'der Einspritzeinrichtung weist einen Abstand 19c von der Zylinderachse 1 a auf, der maximal 0, 2 mal dem Kolbendurchmesser D beträgt.
Die Zündquelle 11 ist auf der Einlassseite in einem Abstand von 12b von der Motorlängsebene 17 angeordnet, der höchstens 0, 2 mal dem Kolbendurchmesser D beträgt. Die Symmetrieachse 1 la der Zündquelle 11 und die Symmetrieachse 19a der Einspritzeinrichtung 19 sind in einem Winkel y zwischen 600 und 1200 zueinander angeordnet. Der Kegelwinkel ss des Einspritzstrahles 19b der Einspritzeinrichtung 19 beträgt annähernd 90 . Aus Fig. 1 ist deutlich zu erkennen, dass die Gemischwolke 18 durch die Strömungen 13 und 14 zur Zündquelle 11 gelenkt wird.
Die erfindungsgemässe Kolbenform kann auch bei Brennkraftmaschinen mit mehr als zwei Einlassventilen 9 angewendet werden, wie in Fig. 3 gezeigt ist. In diesem Fall ist die Zündquelle 11 asymmetrisch in einem Abstand l lb von der Zylindermittelebene 16 entfernt angeordnet, um den vorhandenen Platz bei möglichst geringer Verminderung der Ventildurchmesser optimal auszunützen.
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The invention relates to a four-stroke internal combustion engine with spark ignition and an injection device arranged in the cylinder head for direct injection of the fuel into the combustion chamber, with a reciprocating piston per cylinder and a roof-shaped combustion chamber cover surface with at least two intake valves, and with a tumble flow generating in the combustion chamber and on one side of the intake ports arranged by the longitudinal axis of the engine defined by the crankshaft axis and the cylinder axis and an ignition source arranged in the region of the center of the cylinder.
Constantly increasing requirements for a reduction in fuel consumption and a reduction in exhaust gas emissions, in particular hydrocarbons and nitrogen oxides, require the use of new technologies in the field of internal combustion engines and here in particular in the field of spark ignition engines, which are predominantly used in cars.
An essential reason for the opposite z. B. Diesel engines higher specific fuel consumption of a spark ignition internal combustion engine lies in the mode of operation with a premixed homogeneous fuel-air mixture. This requires control of the engine load with the help of a throttle device to limit the total amount of mixture sucked in (quantity control).
This throttling of the intake flow leads to a thermodynamic loss, which increases the fuel consumption of the internal combustion engine. The potential for reducing the consumption of the internal combustion engine by circumventing this throttling can be estimated at around 25%.
A full use of the potential for reducing consumption is made possible by direct fuel injection and largely unthrottled operation of the engine, as a result of which a spark-ignition internal combustion engine similar to the diesel engine with quality control, i. H. regulation of the engine load can be operated by changing the fuel-air ratio.
However, this mode of operation requires targeted measures to ensure complete and stable combustion even with very high excess air (low door load), in which a homogeneous fuel-air mixture is no longer ignitable.
The generally known solution to this requirement here consists in realizing a strongly stratified, inhomogeneous mixture distribution. which are in direct force
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fuel injection can be achieved advantageously by injecting the fuel shortly before the ignition.
Such a mixture stratification generated by direct fuel injection must be stabilized by the main flow structures in the cylinder chamber of the internal combustion engine and by the geometry of the combustion chamber in order to be able to survive the period between the end of injection and the ignition, even in the presence of the typically very high levels of turbulence in the engine internal flow. The main forms of flow here are the swirl movements tumble and tumble. In the case of a swirl flow, the cylinder charge rotates about the cylinder axis due to the design of the inlet channel, while in the case of a tumble flow, a rotation about an axis parallel to the crankshaft can be observed.
An inlet-generated tumble vortex shows an acceleration of the rotation by reducing the cross-sectional area during the compression. In the final phase of the compression, a strong decay of the tumble vortex into smaller stochastically distributed vertebrae can be observed with a sufficiently flat valve angle (a typical four-valve combustion chamber).
A tumble flow can be sensibly generated in the cylinder space of a modern multi-valve gasoline engine with two or three intake valves without having to accept significant reductions in the flow coefficient of the intake ports. The tumble flow is therefore a frequently used flow concept for gasoline engines, in which the combustion characteristics are to be improved with the help of increased charge movement.
For the introduction of the fuel into the combustion chamber under the flow conditions mentioned, the principle of an injection valve is known from SAE paper 940188, which achieves a conical injection jet with a high atomization quality of the fuel. The cone angle of the injection jet can be influenced by changing the fuel pressure and the combustion chamber back pressure. A characteristic property of such injection nozzles is the improvement of the atomization quality with increasing injection pressure. However, this desired dependency leads to increasing speeds of the injection jet of up to 100 m / s and thus to a high impulse of the fuel spray entering the combustion chamber.
In contrast, the air flow in the combustion chamber, even with strong intake-generated swirl or tumble movement with a maximum of approx. 30-40 m / s, has a significantly lower impulse, which is why the injection jet in an initial phase of entry into the combustion chamber is only marginally influenced by the combustion chamber flow becomes.
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Under these conditions, the general task arises of generating a locally limited mixture cloud in the vicinity of the ignition source from the injection jet and further mixing the mixture within the cloud with combustion chamber air. The following points are essential here: The mixture cloud must remain clearly delimited, especially at low engine loads, and should be located in the center of the combustion chamber for thermodynamic reasons and to reduce the emissions of unburned hydrocarbons.
* The vaporization of the injected fuel and its mixing with the combustion raw air to a preferably stoichiometric air ratio must take place in the comparatively short period between the injection time and the ignition time.
When designing a suitable combustion process for a direct-injection gasoline engine, the available combustion chamber dimensions must also be taken into account in addition to the characteristics of the injection jet spread. Displacements of the single cylinder typical for car gasoline engines lead to bore diameters of approx. 60 to 100 mm, whereby the piston stroke is of the same order of magnitude.
In view of the injection jet propagation speeds mentioned, an impact of at least part of the fuel spray on the piston surface must therefore be expected. The design of the internal combustion chamber flow should therefore take this process of wall wetting into account.
The following effects can be used to form the mixture cloud and to prepare the fuel spray:. Generation of a cone beam with a variable cone angle dependent on the combustion chamber back pressure.
'' High injection pressure to improve atomization and thus to accelerate the direct evaporation of the fuel spray before it touches the wall.
Generation of an increased level of turbulence in the area of the injection jet through the combustion chamber internal flow.
. Acceleration of wall film evaporation by generating a high flow rate at the wetted area of the piston surface.
EP 0 558 072 A1 discloses an embodiment of an internal combustion engine of the type mentioned at the outset, in which the shape and arrangement of the inlet channels produce a reverse tumble movement of the combustion chamber flow, which is reinforced by a hill-like shape of the piston surface. This piston surface
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che also serves to redirect the injection jet to the spark plug, which is arranged in the middle of the cylinder. The injection jet and combustion chamber flow sweep across the piston surface in the same direction. However, the injection jet or the mixture cloud resulting therefrom after the deflection on the piston can spread almost unhindered in all directions after hitting the cylinder head wall near the spark plug.
An effort to concentrate the mixture cloud as strongly as possible after the deflection on the piston is therefore not discernible. Furthermore, the hill formed on the piston surface creates a squeeze area under the exhaust valves. This generates a desired additional flow movement during the compression of the engine shortly before top dead center. However, this reverses after passing through top dead center, which leads to a tearing apart of the mixture concentration built up during the compression.
A further embodiment of an internal combustion engine with direct injection is known from EP 0 639 703 A1, in which a swirl flow is generated in the cylinder space by the shaping of the inlet channels. The piston surface here has a pronounced depression with a surrounding squeeze surface, the depression being arranged eccentrically in such a way that the spark plug located centrally in the combustion chamber and the radially arranged injection valve are each located on the depression edge. The fuel is sprayed specifically against the bowl rim, which is specially shaped for this purpose. The primary task of the piston surface here is to atomize the jet of caffeine.
The swirl flow has the task of transporting the atomized fuel bouncing off the trough edge to the spark plug.
In these known internal combustion engines, the injection device is arranged relatively far from the ignition source, which has a disadvantageous effect on ignition safety and combustion stability.
The object of the present invention is to avoid the disadvantages mentioned and to implement a combustion process under the boundary conditions shown with an inlet-generated tumble flow in the cylinder space, with a high level of ignition reliability and combustion stability being achieved.
To achieve this object, it is provided that the piston has a flow guide rib arrangement on its piston chamber-side piston surface, which - seen in plan - is essentially designed in the form of a letter U ", which opens towards the outlet side of the combustion chamber, the piston surface between the guide rib and
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the piston outer edge is continuously concavely curved, and the fuel is injected into a concave area within the U ", and the mouth of the fuel injection device is arranged in the area of the engine longitudinal plane.
The shape of the piston surface is of particular importance for maintaining the tumble flow and the formation of the mixture cloud. The piston surface shape according to the invention supports the formation of the basic tumble flow during the suction phase and guides the mixture flow in order to limit the cyclical fluctuation of the mixture distribution as far as possible. By arranging the injection device near the ignition source, a high level of ignition safety and combustion stability is achieved. The ignition source and injection device are located as centrally as possible in the combustion chamber, which results in thermodynamic advantages. The arrangement of the injection device close to the ignition source does result in a slight reduction in the valve diameter, which means that a slight loss in performance is initially to be expected.
However, these are compensated for by the fact that the direct injection of the fuel into the cylinder space leads to a cooling of the mixture due to the fuel evaporation, which causes an increase in density and an improvement in the filling. Careful optimization of the design of the cylinder head leads to reductions in valve diameters of approx. 7 to 8%.
To support the tumble flow occurring during the compression phase, it can be provided that the piston surface lies partially on the side of the reference plane spanned by the outer edge of the piston facing the crankshaft.
In order to ensure a flow separation of the air flow transverse to the guide rib, it is advantageous if the guide rib has a rounded upper edge, the curve of which merges directly into the adjoining concave piston surface, the radius of the curve of the guide rib preferably being between 1 mm and 3 mm, and preferably assumes the smallest value in the area of a cylinder center plane normal to the crankshaft axis. It has been shown that the best results can be achieved if the largest distance of the guide rib from the longitudinal axis of the motor, measured normally to the longitudinal plane of the engine, is at least approximately 0.1 times the piston diameter and at most approximately 0.4 times the piston diameter.
To achieve an optimal steering effect for the flow, it is also advantageous if the guide rib has at least partially the greatest possible height, which is due to the contour of the combustion chamber top surface when the piston is in top dead center
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and the necessary clearance of the valves is limited, the area being the largest
Height is preferably in the area of the cylinder center plane normal to the crankshaft axis.
To form an optimal flow shape, it is provided that the mouth of the injection device is arranged on the outlet side, the radial distance from the cylinder axis being at most about 0.2 times the piston diameter.
The axis of symmetry of the injection jet generated by the injection device encloses an angle of a maximum of 30 with the cylinder axis and, viewed in the direction of the cylinder axis, is directed into the region of the cylinder center. It can further be provided that the conical injection jet generated by the injection device has a cone angle of at least about 60 and at most about 120, preferably about 90.
It is also preferably provided that the ignition source is arranged on the inlet side, the radial distance from the longitudinal plane of the engine being at most 0.2 times the piston diameter, the axes of symmetry of the ignition source and the injection jet generated by the injection device making an angle of at least about 60 and at most about 1200.
The mixture flow is directed in the direction of the ignition source through the U-shape of the guide rib. It is advantageous if the guide rib - viewed in the direction of the cylinder axis - has a radius of curvature in the region of the cylinder center plane of between approximately 0.2 and 0.6 times the piston diameter. The guide rib is advantageously arranged at least predominantly on the inlet side.
In order to achieve good flow guidance of the mixture cloud, the
Guide rib preferably up to about the area of the engine longitudinal plane.
Furthermore, it can be provided that the guide rib is arranged symmetrically to the cylinder center plane.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures. 1 shows a longitudinal section through a cylinder of an internal combustion engine in an embodiment according to the invention along the line 1-1 in FIG. 2, FIG. 2 shows this internal combustion engine during fuel injection (, in a view in the direction of the cylinder axis, FIG. 3 shows a second
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of the cylinder head 4 and the piston surface 5 of the piston 2, a combustion chamber 6 is formed, into which, for example, two inlet ducts 7 and two outlet ducts 8, shown in broken lines in FIG. 1, open. With 9 and 10 inclined intake valves and exhaust valves are indicated by dashed lines. Reference numeral 11 denotes an intermediate
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Bringing fuel into the combustion chamber 6.
On the piston surface 5, the piston 2 has a guide rib arrangement which is formed by a U-shaped guide rib 12 and which influences the inner cylinder flow, which is indicated by the arrows 13 in FIGS. 1 and 2, in order to achieve an optimal combustion process.
The U-shaped guide rib 12, seen in plan view, is arranged essentially below the inlet valves 9 of the internal combustion engine on the piston surface 5. The guide rib 12 has the greatest distance from the cylinder axis la in the cylinder center plane 16 including the cylinder axis la, normal to the crankshaft axis 15, and runs curved on both sides of this cylinder center plane 16 to the outlet side of the combustion chamber 6. The height H above one spanned by the piston outer edge 2a Reference plane 2b preferably takes on the maximum possible value in the area of the cylinder center plane 16, which is limited by the contour of the combustion chamber top surface 3 when the piston 2 is at top dead center and the necessary clearance of the valves 9, 10.
The piston surface 5 runs continuously on both sides of the upper edge 12a of the guide ribs and is concavely curved relative to the outer edge 2a of the piston, wherein the surface 5a can also lie below the reference plane 2b spanned by the outer edge 2a of the piston, in particular within the U ".
The injection device 19 is preferably slightly displaced near the cylinder axis la to the outlet side and arranged inclined to the outlet side, while the ignition source 11 is displaced and inclined to the inlet side, so that there is approximately between the axes of symmetry 11 a and 19 a of the injector 19 and ignition source 11 a right angle t is about 300. The position of the ignition spark is thus close to the guide rib 12. The injection jet 19b penetrates into the combustion chamber 6 at a slight inclination to the inlet side and hits the piston surface 5a in the interior of the U-shaped guide rib 12.
The tumble flow 13 accelerated during the compression provides a high cross flow rate near the piston surface.
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che 5a in the area of incidence of the beam 19b, which improves the evaporation of the wall film and promotes its transport along the piston surface 5a to the ignition source 11.
The upper edge of the guide ribs 12a preferably has a sufficiently small radius of curvature r to ensure flow separation of the tumble flow 13 transporting the mixture cloud 18, which leads to an erection of the flow direction in the central region of the cylinder 1. In the direction of the cylinder axis la, the guide rib 12 has a radius of curvature R in the region of the cylinder center plane 16 of between approximately 0.2 and 0.6 times the piston diameter D. As the piston 2 approaches the combustion chamber top surface 3 at the top dead center, a squeezing flow 14 is formed on the inlet side, which favors the holding together of the mixture cloud 18.
The axis of symmetry 19a of the injection jet 19 forms an angle a of a maximum of 300 with the longitudinal plane 17 of the engine. The axis of symmetry 19a is directed in the region of the cylinder center.
The mouth 19 ′ of the injection device is at a distance 19 c from the cylinder axis 1 a, which is a maximum of 0.2 times the piston diameter D.
The ignition source 11 is arranged on the inlet side at a distance of 12b from the engine longitudinal plane 17, which is at most 0.2 times the piston diameter D. The axis of symmetry 1 la of the ignition source 11 and the axis of symmetry 19a of the injection device 19 are arranged at an angle y between 600 and 1200 to one another. The cone angle ss of the injection jet 19b of the injection device 19 is approximately 90. It can be clearly seen from FIG. 1 that the mixture cloud 18 is directed to the ignition source 11 by the flows 13 and 14.
The piston shape according to the invention can also be used in internal combustion engines with more than two intake valves 9, as shown in FIG. 3. In this case, the ignition source 11 is arranged asymmetrically at a distance 1 lb from the cylinder center plane 16 in order to optimally use the available space with the smallest possible reduction in the valve diameter.