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Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer direkteinspritzenden Diesel-Brennkraft- maschine mit zumindest einem in einem Zylinder hin- und hergehenden Kolben, wobei die Brenn- kraftmaschine so betrieben wird, dass die Verbrennung des Kraftstoffes im Wesentlichen bei einer lokalen Temperatur unterhalb der NOx-Bildungstemperatur und mit einem lokalen Luftverhältnis oberhalb der Russbildungsgrenze erfolgt, wobei die Kraftstoffeinspritzung in einem Bereich zwi- schen 2 Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt bis etwa 10 Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase begonnen wird und Abgas rückgeführt wird, und wobei die Abgasrückführrate etwa 20% bis 40% beträgt. Weiters betrifft die Erfindung eine Brennkraftma- schine zur Durchführung des Verfahrens.
Die wichtigsten Bestimmungstücke für den Verbrennungsablauf in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung sind die Phasenlage des Verbrennungsablaufes bzw. des Verbrennungs- beginnes, die maximale Anstiegsgeschwindigkeit des Zylinderdruckes, sowie der Spitzendruck.
Bei einer Brennkraftmaschine, bei der die Verbrennung im Wesentlichen durch Selbstzündung einer direkteingespritzten Kraftstoffmenge erfolgt, werden die Bestimmungstücke massgeblich durch den Einspritzzeitpunkt, durch die Ladungszusammensetzung und durch den Zündverzug festgelegt. Diese Parameter werden ihrerseits durch eine grosse Anzahl von Einflussgrössen be- stimmt, wie zum Beispiel Drehzahl, Kraftstoffmenge, Ansaugtemperatur, Ladedruck, effektives Kompressionsverhältnis, im Abgasgehalt der Zylinderladung und Bauteiltemperatur.
Strenge gesetzliche Rahmenbedingungen bewirken, dass bei der Konzeption von Brennverfah- ren immer wieder neue Wege eingeschlagen werden müssen, um bei Dieselbrennkraftmaschinen den Ausstoss an Russpartikeln und an NOx-Emissionen zu verringern.
Die US 6,158,413 A beschreibt eine direkteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschine, bei der die Kraftstoffeinspritzung nicht vor dem oberen Totpunkt der Kompression angesetzt ist, und bei der die Sauerstoffkonzentration im Brennraum durch Abgasrückführung vermindert wird. Dieses Be- triebsverfahren wird hier auch als HPLI-Verfahen (Highly Premixed Late Injection) bezeichnet.
Wegen des - verglichen mit einer konventionellen Einspritzung vor dem oberen Totpunkt - nach dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller Betriebs- weise erhöhten Menge rückgeführten Abgases ist der Zündverzug länger als bei der konventionel- len Dieselverbrennung. Das durch die Abgasrückführrate gesteuerte niedrige Temperaturniveau bewirkt, dass die Verbrennungstemperatur weitgehend unter dem für die NOx-Bildung massgebli- chen Wert bleibt. Durch den durch den späteren Einspritzzeitpunkt bewirkten grossen Zündverzug wird eine gute Gemischbildung erreicht, wodurch bei der Verbrennung des Gemisches der lokale Sauerstoffmangel deutlich reduziert wird, wodurch die Partikelentstehung verringert wird.
Die Spätverschiebung des Brennverlaufes bewirkt eine Absenkung der Maximaltemperatur, führt aber gleichzeitig zu einer Anhebung der mittleren Temperatur bei einem gegebenen späten Kurbelwin- kel, was den Russabbrand verstärkt. Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus im Zusammenwirken mit der hohen Abgasrückführrate trotz der wegen des langen Zündverzugs grösseren vorgemischten Kraftstoffmenge und folglich höheren maximalen Brennrate zu einer das zulässige Mass nicht übersteigenden Druckanstiegsrate im Zylinder.
Weiters ist es bekannt, Kolben für Diesel-Brennkraftmaschinen mit einer im Wesentlichen to- rusförmigen Kolbenmulde auszubilden. Im Übergangsbereich zwischen Kolbenstirnseite und Kolbenmulde ist dabei eine Einschnürung angeordnet, welche einen relativ engen Überströmquer- schnitt ausbildet. Durch den engen Überströmquerschnitt wird eine hohe Gemischbildungsenergie bereitgestellt, wodurch die Kraftstoffaufbereitung wesentlich verbessert wird. Kolben mit derartigen torusförmigen Kolbenmulden sind etwa aus den Veröffentlichungen EP 0 383 001 A1, DE 1 122 325 AS, AT 380 311 B, DE 21 36 594 A1, DE 974 449 C oder JP 60-206960 A bekannt.
Bei konventionell betriebenen Brennkraftmaschinen ergeben sich mit solchen Kolben folgende vorteilhafte Auswirkungen auf das Betriebsverhalten der Brennkraftmaschine : rauchbegrenzende Volllast kann erhöht werden ; ist möglich hohe Verdichtungen zu realisieren, woraus ein niedrigeres Verbrennungsgeräusch durch kleineren Zündverzug, geringere Kohlenwasserstoff- Emissionen, ein günstigeres Startverhalten des Motors und eine Verbesserung des Wirkungsgra- des der Brennkraftmaschine resultieren ; ergibt sich die Möglichkeit, den Zündzeitpunkt in Richtung spät zu verlegen, ohne wesentlichen Rauch-, Verbrauchs- und HC-Anstieg, durch die Tatsache, dass die Gemischbildungsenergie über einen längeren Zeitraum hoch bleibt.
Diese Möglichkeit bedeutet vor allem eine Absenkung von Stickoxiden, Verbrennungsgeräusche und
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Zylinderspitzendruck.
Weiters ist aus der Veröffentlichung DE 11 22 325 C1 ein Kolben mit einer Kolbenmulde und einer Einschnürung bekannt, wobei zwischen Quetschfläche und Einschnürung eine Einformung vorgesehen ist.
Bei nach dem HPLI-Verfahren arbeitenden Brennkraftmaschinen wurden bisher derartige Kol- benformen mit tiefer, eingeschnürter Kolbenmulde nicht verwendet, da bisher angenommen wurde, dass durch die tiefe Kolbenmulde und die starke Quetschströmung Startfähigkeit und thermody- namischer Wirkungsgrad zu stark verschlechtert werden würden. In der US 6,158,413 A wird daher vorgeschlagen, die Quetschströmung überhaupt zu unterdrücken, wobei ein Kolben mit einer sehr flachen Kolbenmulde verwendet wird.
Aufgabe der Erfindung ist es, das HPLI-Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine derart zu verbessern, dass einerseits Stickoxid- und Russemissionen weiter reduziert werden können und andererseits eine Vergrösserung des im HPLI-Betrieb fahrbaren Lastbereiches erreicht werden kann.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass zumindest ein Kolben mit zumindest einer Quetschfläche und einer torusförmigen Kolbenmulde und einer Einschnürung im Übergangsbe- reich zwischen Quetschfläche und Kolbenmulde bereitgestellt wird, dass bei Aufwärtsbewegung des Kolbens eine von aussen nach innen in die Kolbenmulde gerichtete Quetschströmung erzeugt und eine turbulente Grundströmung innerhalb der Kolbenmulde initiiert wird, dass der Kraftstoff zumindest überwiegend in die torusförmige Kolbenmulde eingespritzt wird und entlang der Kol- benmuldenseitenwand und/oder des Kolbenbodens unter zumindest teilweisem Verdampfen transportiert wird. Die Strömung in der Kolbenmulde hängt davon ab, ob eine drallbehaftete oder dralllose Einlassströmung vorliegt.
So ist in einer erfindungsgemässen Ausführungsvariante vorgesehen, dass eine drallbehaftete Einlassströmung mit einer Drallzahl 2: 1 im Zylinder erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die Quetschströmung entlang der Kolbenmuldenseitenwand unter zumindest teilweisem Verdampfen in Richtung Kolbenboden und weiter entlang des Kolbenbodens zum Muldenzentrum transportiert wird. Der Drall wird während der Kompressionsphase innerhalb der Kolbenmulde aufrecht gehal- ten.
In einer anderen Ausführung dagegen ist vorgesehen, dass eine dralllose Einlassströmung mit einer Drallzahl < 1 im Zylinder erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die Quetschströmung unter zumindest teilweisem Verdampfen vom Muldenzentrum entlang des Kolbenbodens zur Kolbenmuldenseitenwand und weiter zur Einschnürung transportiert wird.
Überraschenderweise hat sich gezeigt, dass durch die eingezogene Kolbenmulde die Startfä- higkeit bei nach dem HPLI-Verfahren arbeitenden Brennkraftmaschinen nicht wesentlich ver- schlechtert wird. Die Einbusse an thermodynamischem Wirkungsgrad zu Folge der Quetschströ- mung kann durch die verbesserte Gemischaufbereitung in der Kolbenmulde zu Folge der hohen Turbulenz mehr als wett gemacht werden.
Die Verbrennung des Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt sowohl in der Kolbenmulde, als auch im Zwischenraum zwischen der Kolbenoberseite und dem Zylinderkopf.
Beim HPLI-Verfahren liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem oberen Totpunkt der Kompression. Wegen des - verglichen mit der konventionellen Einspritzung vor dem oberen Tot- punkt - nach dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventio- neller Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgases zwischen 20% und 40% ist der Zündverzug hier länger. Gegebenenfalls können zur Verlängerung des Zündverzuges auch weitere Mittel, wie eine Absenkung des effektiven Kompressionsverhältnisses und/oder der Einlasstempe- ratur, sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer eine Erhöhung des Einspritzdrucks und/oder eine Vergrösserung der Spritzlochquerschnitte der Einspritzdüse, herangezogen werden. Die Einspritz- dauer wird derart gestaltet, dass das Einspritzende vor dem Verbrennungsbeginn liegt.
In diesem Fall kann die Russemission auf sehr niedrigem Niveau gehalten werden. Dies kann dadurch erklärt werden, dass dabei das gleichzeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoffstrahl einer- seits und der den Strahl konventionellerweise umhüllenden Flamme andererseits, vermieden wird, wodurch auch die sonst zur Russbildung führenden, unter Luftmangel ablaufenden, Oxidationsreak- tionen in Strahlnähe unterbunden werden. Für das HPLI-Verbrennungsverfahren werden Einspritz- drücke von mindestens 500 bar benötigt. Der Vorteil dieses Verfahrens ist, dass sehr niedrige
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NOx- und Partikelemissionen entstehen und dass eine relativ hohe Abgastemperatur erreicht wird, welche wiederum von Vorteil ist bei der Regeneration von Partikel-Abgasnachbehandlungs- einrichtungen.
Die Brennkraftmaschine wird mit einem globalen Luftverhältnis von etwa 1,0 bis 2,0 betrieben.
Weiters ist es von Vorteil, wenn das geometrische Kompressionsverhältnis variabel ist. Das geometrische Kompressionsverhältnis ist dabei in einem Bereich zwischen 14 und 18 veränderbar.
Ein hohes Kompressionsverhältnis ist für die Phase des Kaltstarts von Vorteil. Eine Reduzierung des Kompressionsverhältnisses während des Lastanstieges erhöht die maximal erreichbare Last und verringert die Russemissionen durch längeren Zündverzug.
Dabei kann vorgesehen sein, dass das effektive Kompressionsverhältnis durch den Schliess- zeitpunkt zumindest eines Einlassventiles verändert wird. Durch Verzögerung des Einlassschlus- ses oder durch sehr frühen Einlassschluss kann das effektive Kompressionsverhältnis reduziert werden, wodurch die für niedrige NOx-Raten und Russemissionen erforderliche Abgasrückführrate vermindert werden kann. Dabei können sowohl der Zeitpunkt des Einlassöffnens, als auch der Zeitpunkt des Einlassschliessens oder nur der Einlassschliesszeitpunkt verschoben werden.
Zur Durchführung des Verfahrens eignet sich eine Brennkraftmaschine mit zumindest einer Einspritzeinrichtung zur direkten Kraftstoffeinspritzung, mit einer Abgasrückführeinrichtung und zumindest einem in einem Zylinder hin- und hergehenden Kolben, welcher eine ausgeprägte Quetschflächen und eine torusförmige Kolbenmulde aufweist. Der Kolben weist dabei im Über- gangsbereich zwischen den Quetschflächen und der Kolbenmulde eine kreisförmige Einschnürung auf. Dadurch wird einerseits eine ausgeprägte Quetschströmung erzeugt und andererseits erreicht, dass die Strömung mit relativ hoher Geschwindigkeit in die Mulde einströmt. Das relativ hohe Turbulenzniveau innerhalb der Kolbenmulde wirkt sich vorteilhaft auf das Durchbrennverhalten aus, wodurch HC- und CO-Emissionen deutlich verringert werden können. Durch das hohe Turbu- lenzniveau wird der Russabbau verbessert.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Kolbenmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis grösster Muldendurchmesser DB zu Kolbendurchmesser D gilt: 0,5 < Da/D < 0,7 und wenn die Kolbenmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis grösste Muldentiefe HB zu Kolbendurchmesser D gilt: 0,12 < HB/D < 0,22. Dadurch kann die freie Kraft- stoffstrahllänge möglichst gross gehalten werden. Zur Ausbildung einer ausgeprägten Quetsch- strömung ist vorzugsweise vorgesehen, dass die Kolbenmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis Durchmesser DT der Einschnürung zu grösstem Muldendurchmesser DB gilt: 0,7 < DT/DB < 0,95.
Zwischen der Quetschfläche und der Einschnürung ist als Einlaufbereich eine umlaufende ring- förmige Einformung mit einem ebenen Boden und einer zylindrischen Wand angeordnet. Vorzugs- weise ist vorgesehen, dass die Einformung eine Tiefe zwischen 5% und 15% der grössten Mulden- tiefe aufweist, dass die Einformung eine zumindest teilweise zylindrische Wand aufweist und dass die Einformung im Bereich der Wand einen Durchmesser aufweist, der zwischen 10% bis 20% grösser ist als der Durchmesser der Einschnürung. Durch die Einformung wird bei abwärtsgehen- dem Kolben eine Verringerung der radialen Ausströmgeschwindigkeit aus der Kolbenmulde er- reicht. Dadurch werden Kraftstoffanteile nicht entlang der Kolbenstirnseite, sondern in axialer Richtung zum Zylinderkopf geleitet.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen schematisch Fig. 1 eine Brennkraftmaschine zur Durchführung des erfindungsge- mässen Verfahrens und Fig. 2 einen Zylinder dieser Brennkraftmaschine im Längsschnitt.
Fig. 1 zeigt eine Brennkraftmaschine 1 mit einem Einlasssammler 2 und einem Auslasssamm- ler 3. Die Brennkraftmaschine 1 wird über einen Abgasturbolader 4, welcher eine abgasbetriebene Turbine 5 und einen durch die Turbine 5 angetriebenen Verdichter 6 aufweist, aufgeladen. Strom- aufwärts des Verdichters 6 ist auf der Einlassseite ein Ladeluftkühler 7 angeordnet.
Weiters ist ein Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 mit einer ersten Abgasrückführleitung 9 zwi- schen dem Abgasstrang 10 und der Einlassleitung 11 vorgesehen. Das Abgasrückführsystem 8 weist einen Abgasrückführkühler 12 und ein Abgasrückführventil 13 auf. Abhängig von der Druck- differenz zwischen dem Auslassstrang 10 und der Einlassleitung 11 kann in der ersten Abgasrück- führleitung 9 auch eine Abgaspumpe 14 vorgesehen sein, um die Abgasrückführrate zu steuern bzw. zu erhöhen.
Neben diesem Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 ist ein Niederdruck-Abgasrückführsystem 15
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stromabwärts der Turbine 5 und stromaufwärts des Verdichters 6 vorgesehen, wobei in der Abgas- leitung 16 stromabwärts eines Partikelfilters 17 eine zweite Abgasrückführleitung 18 abzweigt und stromaufwärts des Verdichters 6 in die Ansaugleitung 19 einmündet. In der zweiten Abgasrückführ- leitung 18 ist weiters ein Abgasrückführkühler 20 und ein Abgasrückführventil 21 angeordnet. Zur Steuerung der Abgasrückführrate ist in der Abgasleitung 16 stromabwärts der Abzweigung ein Abgasventil 22 angeordnet.
Stromaufwärts der Abzweigung der ersten Abgasrückführleitung 9 ist im Abgasstrang 10 ein Oxidationskatalysator 23 angeordnet, welcher HC, CO und flüchtige Teile der Partikelemissionen entfernt. Ein Nebeneffekt ist, dass die Abgastemperatur dabei erhöht wird und somit zusätzliche Energie der Turbine 5 zugeführt wird. Prinzipiell kann dabei der Oxidationskatalysator 23 auch stromabwärts der Abzweigung der Abgasrückführleitung 9 angeordnet sein. Die in Fig. 1 gezeigte Anordnung mit der Abzweigung stromabwärts des Oxidationskatalysators 23 hat den Vorteil, dass der Abgaskühler 12 einer geringeren Verschmutzung ausgesetzt ist, aber den Nachteil, dass aufgrund der höheren Abgastemperaturen eine höhere Kühlleistung durch den Abgasrückführküh- ler 12 notwendig wird.
Pro Zylinder 24 weist die Brennkraftmaschine 1 zumindest ein direkt Diesel-Kraftstoff in den Brennraum 26 einspritzendes Einspritzventil 25 auf, dessen Einspritzbeginn in einem Bereich zwischen etwa 2 Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt bis etwa 10 Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase verändert werden kann. Der Einspritzdruck sollte dabei zwischen 500 und 2500 bar liegen.
Der im Zylinder 24 hin- und hergehende Kolben 27 weist eine im Wesentlichen rotationssym- metrische torusförmige Kolbenmulde 28 mit einer Einschnürung 29 auf, welche einen überhängen- den Wandbereich 30 ausbildet. Die Seitenwand der Kolbenmulde 28 ist somit mit 31, der Kolben- boden mit 32, und das erhabene Muldenzentrum mit 44 bezeichnet.
An der Kolbenstirnseite 33 ist ausserhalb der Einschnürung 29 eine Quetschfläche 34 ausgebil- det. Die geometrische Form des Kolbens 27, der Einspritzzeitpunkt und die Einspritzgeometrie des Einspritzventiles 25 sind so bemessen, dass die Einspritzstrahlachsen 35 auf einen Bereich 36 um die Einschnürung 29 zwischen der Seitenwand 31 und der Quetschfläche 34 gerichtet sind. Der Auftreffbereich 36 beinhaltet den überhängenden Wandbereich 30, die Einschnürung 29 selbst, sowie einen durch eine umlaufende ringförmige Einformung 37a gebildeten Einlaufbereich 37 zwischen der Quetschfläche 34 und der Einschnürung 29. Die Einformung 37a weist einen ebenen Boden 37b und eine zylindrische Wand 37c auf, wobei ein Übergangsradius r zwischen etwa 1 mm und 50% der Kolbenmuldentiefe HB ausgebildet ist.
Die Tiefe h der Einformung 37a beträgt etwa 5% bis 15% der grössten Muldentiefe H@. Der Durchmesser D1 der Einformung 37a ist um 10% bis 20% grösser als der Durchmesser DT der Einschnürung 29.
Durch die Einformung 37a wird bei Abwärtsbewegung des Kolbens 27 die radiale Ausströmge- schwindigkeit wesentlich vermindert, wodurch wesentlich weniger Kraftstoffanteile an die Kolben- oberseite 33 und weiter zur Zylinderwand befördert werden. Dadurch gelangen nur wenige Verbrennungsrückstände in das Motoröl.
In Fig. 2 ist mit Bezugszeichen 43 die Quetschströmung bei drallbehafteter Einlassströmung und mit Bezugszeichen 43a die Quetschströmung bei drallloser Einlassströmung eingezeichnet.
Die Brennkraftmaschine wird nach dem sogenannten HPLI-Verfahren (Highly Premixed Late Injection) betrieben. Dabei liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem oberen Totpunkt. Die Brennkraftmaschine wird mit einer Abgasrückführrate zwischen 20 bis 40% betrieben, wobei der Beginn der Einspritzung in einem Bereich zwischen 2 Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt bis 10 Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt liegt. Durch die vollständige Trennung des Endes der Einspritzung und des Beginnes der Verbrennung wird eine teilweise Homogenisierung des Gemi- sches mit vorgemischter Verbrennung erreicht. Wegen des verglichen mit der konventionellen Einspritzung vor dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konven- tioneller Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgase ist der Zündverzug länger.
Zur Verlängerung des Zündverzuges können auch andere Mittel, wie eine Absenkung des effektiven Kompressionsverhältnisses und/oder der Einlasstemperatur sowie zur Verkürzung der Einspritz- dauer eine Erhöhung des Einspritzdruckes und/oder eine Vergrösserung der Spritzlochquerschnitte der Einspritzdüse herangezogen werden. Die kurze Einspritzdauer ist erforderlich, damit das Einspritzende noch vor dem Verbrennungsbeginn liegt. In diesem Fall kann die Russemission auf
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sehr niedrigem Niveau gehalten werden. Dies kann dadurch erklärt werden, dass dabei das gleich- zeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoffstrahl und der den Strahl konventionellerwei- se umhüllenden Flamme vermieden wird, wodurch auch die sonst zur Russbildung führenden, unter Luftmangel ablaufenden Oxidationsreaktionen in Strahlnähe unterbunden werden.
Die späte Lage des Einspritzzeitpunktes führt zusammen mit dem relativ langen Zündverzug zu einer Spätverlage- rung des gesamten Verbrennungsablaufes, wodurch auch der Zylinderdruckverlauf nach spät verschoben und die Maximaltemperatur abgesenkt wird, was zu einer niedrigen NOx-Emission führt.
Die Spätverschiebung des Brennverlaufes bewirkt eine Absenkung der Maximaltemperatur, führt aber gleichzeitig zu einer Anhebung der Temperatur bei einem gegebenen späteren Kurbel- winkel, was den Russabbrand wiederum verstärkt.
Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus wieder im Zu- sammenwirken mit der hohen Abgasrückführrate trotz der wegen des langen Zündverzugs grösse- ren vorgemischten Kraftstoffmenge und folglich höheren maximalen Brennrate zu einer das zuläs- sige Mass nicht übersteigenden Druckanstiegsrate in Zylinder. Die hohe maximale Brennrate, die zu einem hohen Gleichraumgrad führt, ist in der Lage, den Wirkungsgradverlust durch Spätverlage- rung der Verbrennungsphase zum Teil auszugleichen. Zur Erzielung eines hohen Wirkungsgrades sollte der Verbrennungsschwerpunkt möglichst nahe am oberen Totpunkt TDC sein.
Der Vorteil des verwendenden HPLI-Verfahrens ist, dass sehr geringe NOx- und Partikelemis- sionen entstehen und dass eine hohe Abgastemperatur erreicht werden kann, welche für die Regeneration eines Partikelfilters von Vorteil ist. Die lokale Verbrennungstemperatur kann zu einem kleinen Teil über der unteren NOx-Bildungstemperatur liegen. Das lokale Luftverhältnis liegt dabei grossteils über der Russbildungsgrenze. Beim HPLI-Verfahren wird zwar Russ zu Beginn des Verbrennungsprozesses gebildet, durch die starken Turbulenzen zu Folge der Hochdruckeinsprit- zung und durch hohe Temperaturen ist der Russ aber gegen Ende des Verbrennungsprozesses oxidiert, wodurch insgesamt sehr geringe Russemissionen entstehen.
Die hohe Abgasrückführrate kann entweder durch externe Abgasrückführung alleine, oder auch durch Kombination externer mit interner Abgasrückführung durch variable Ventilsteuerung erzielt werden. Um eine hohe Turbulenz bei der Gemischbildung zu erreichen, sind drallerzeugende Einlasskanäle zur Generierung einer hohen Drallzahl von bis etwa 5 von Vorteil.
Die Kolbenmulde 28 weist einen relativ grossen maximalen Durchmesser DB auf, wobei das Verhältnis DB zu D im Bereich zwischen 0,5 bis 0,7 liegt. Das Verhältnis der maximalen Kolbentiefe HB zum Kolbendurchmesser D beträgt vorteilhafter Weise zwischen 0,12 und 0,22. Dadurch lässt sich eine lange freie Strahllänge erzeugen, was für die Gemischbildung von Vorteil ist. Um eine starke Quetschströmung 43 auszubilden, beträgt das Verhältnis des Durchmessers DT der Ein- schnürung 29 zum maximalen Kolbendurchmesser DB zwischen 0,7 bis 0,95. Dadurch werden hohe Eintrittsgeschwindigkeiten in die Kolbenmulde 28 erreicht, was sich günstig für die Homoge- nisierung des Kraftstoff-Luftgemisches auswirkt.
Die Geometrie der Einspritzstrahlachsen 35 sowie die Geometrie der Kolbenmulde 28 können für eine konventionelle Diesel-Brennkraftmaschine im Volllastpunkt optimiert werden.
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The invention relates to a method for operating a direct-injection diesel internal combustion engine with at least one piston reciprocating in a cylinder, the internal combustion engine being operated in such a way that the combustion of the fuel essentially occurs at a local temperature below the NOx. Formation temperature and with a local air ratio above the soot formation limit, the fuel injection is started in a range between 2 crank angles before top dead center to about 10 crank angles after top dead center of the compression phase and exhaust gas is recirculated, and wherein the exhaust gas recirculation rate is about 20% is up to 40%. The invention further relates to an internal combustion engine for carrying out the method.
The most important determinants for the combustion process in an internal combustion engine are the phase position of the combustion process or the start of combustion, the maximum rate of increase of the cylinder pressure and the peak pressure.
In the case of an internal combustion engine in which the combustion takes place essentially by means of auto-ignition of a directly injected fuel quantity, the determination pieces are determined decisively by the time of injection, by the charge composition and by the ignition delay. For their part, these parameters are determined by a large number of influencing variables, such as speed, fuel quantity, intake temperature, boost pressure, effective compression ratio, the exhaust gas content of the cylinder charge and component temperature.
Strict legal framework conditions mean that new approaches have to be taken in the design of combustion processes in order to reduce emissions of soot particles and NOx emissions in diesel engines.
No. 6,158,413 A describes a direct-injection diesel internal combustion engine in which the fuel injection is not started before the top dead center of the compression, and in which the oxygen concentration in the combustion chamber is reduced by exhaust gas recirculation. This operating method is also referred to here as HPLI (Highly Premixed Late Injection) method.
Because of the - compared to a conventional injection before top dead center - the falling temperature level after top dead center and the increased amount of recirculated exhaust gas compared to conventional operating mode, the ignition delay is longer than with conventional diesel combustion. The low temperature level, which is controlled by the exhaust gas recirculation rate, causes the combustion temperature to remain largely below the value relevant for the formation of NOx. Due to the large ignition delay caused by the later injection timing, a good mixture formation is achieved, whereby the local lack of oxygen is significantly reduced when the mixture is burned, thereby reducing the particle formation.
The late shift in the combustion process causes a lowering of the maximum temperature, but at the same time leads to an increase in the average temperature at a given late crank angle, which increases the soot burn-up. The shift of the combustion in the expansion stroke also leads, in conjunction with the high exhaust gas recirculation rate, despite the larger premixed fuel quantity due to the long ignition delay and consequently higher maximum combustion rate, to a pressure rise rate in the cylinder which does not exceed the permissible level.
It is also known to design pistons for diesel internal combustion engines with an essentially toroidal piston recess. A constriction is arranged in the transition area between the piston end face and the piston recess, which forms a relatively narrow overflow cross section. The narrow overflow cross section provides a high mixture formation energy, which significantly improves fuel processing. Pistons with such a toroidal piston recess are known, for example, from the publications EP 0 383 001 A1, DE 1 122 325 AS, AT 380 311 B, DE 21 36 594 A1, DE 974 449 C or JP 60-206960 A.
In conventionally operated internal combustion engines, such pistons have the following advantageous effects on the operating behavior of the internal combustion engine: smoke-limiting full load can be increased; it is possible to realize high compression, which results in a lower combustion noise due to smaller ignition delay, lower hydrocarbon emissions, a more favorable starting behavior of the engine and an improvement in the efficiency of the internal combustion engine; there is the possibility of moving the ignition point late, without significant increase in smoke, consumption and HC, by the fact that the mixture formation energy remains high over a longer period of time.
This option means above all a reduction in nitrogen oxides, combustion noises and
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Peak cylinder pressure.
Furthermore, a piston with a piston recess and a constriction is known from the publication DE 11 22 325 C1, with an indentation being provided between the squeezing surface and the constriction.
In internal combustion engines operating according to the HPLI process, such piston shapes with a deep, constricted piston bowl have not been used, since it was previously assumed that the deep piston bowl and the strong squeezing flow would deteriorate the starting ability and thermodynamic efficiency too much. No. 6,158,413 A therefore proposes to suppress the squeezing flow at all, using a piston with a very flat piston recess.
The object of the invention is to improve the HPLI method for operating an internal combustion engine in such a way that nitrogen oxide and soot emissions can be further reduced on the one hand and the load range that can be driven in HPLI operation can be enlarged on the other hand.
According to the invention, this is achieved in that at least one piston with at least one squeeze surface and a toroidal piston recess and a constriction in the transition area between the squeeze surface and the piston recess is provided such that when the piston moves upwards, a squeeze flow that is directed into the piston recess from the outside inwards and generates one turbulent basic flow is initiated within the piston bowl, that the fuel is at least predominantly injected into the toroidal piston bowl and is transported along the piston bowl side wall and / or the piston head with at least partial evaporation. The flow in the piston bowl depends on whether there is a swirled or swirlless inlet flow.
In an embodiment variant according to the invention, it is provided that a swirled inlet flow with a swirl number of 2: 1 is generated in the cylinder and that the fuel is transported by the squeezing flow along the side of the piston recess with at least partial evaporation towards the piston crown and further along the piston crown to the center of the recess. The swirl is maintained within the piston recess during the compression phase.
In another embodiment, on the other hand, it is provided that a swirl-free inlet flow with a swirl number <1 is generated in the cylinder and that the fuel is transported by the squeeze flow with at least partial evaporation from the bowl center along the piston crown to the piston bowl side wall and further to the necking.
Surprisingly, it has been shown that the starting ability of internal combustion engines working according to the HPLI process is not significantly impaired by the retracted piston recess. The loss of thermodynamic efficiency due to the squeezing flow can be more than compensated for by the improved mixture preparation in the piston bowl due to the high turbulence.
The combustion of the fuel-air mixture takes place both in the piston bowl and in the space between the top of the piston and the cylinder head.
In the HPLI process, the main part of the injection phase is after compression top dead center. Because of the - compared to conventional injection before top dead center - the temperature level falling after top dead center and the increased amount of recirculated exhaust gas compared to conventional operation, the ignition delay is longer here. If necessary, other means, such as a lowering of the effective compression ratio and / or the inlet temperature, and an increase in the injection pressure and / or an enlargement of the injection hole cross sections of the injection nozzle, can be used to extend the ignition delay. The injection duration is designed in such a way that the end of injection is before the start of combustion.
In this case, the soot emissions can be kept at a very low level. This can be explained by the fact that the simultaneous occurrence of liquid fuel in the fuel jet on the one hand and the flame conventionally enveloping the jet on the other hand is avoided, thereby also preventing the oxidation reactions near the jet which otherwise lead to soot formation and run out of air , Injection pressures of at least 500 bar are required for the HPLI combustion process. The advantage of this procedure is that it is very low
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NOx and particle emissions arise and that a relatively high exhaust gas temperature is reached, which in turn is advantageous in the regeneration of particle exhaust gas aftertreatment devices.
The internal combustion engine is operated with a global air ratio of approximately 1.0 to 2.0.
It is also advantageous if the geometric compression ratio is variable. The geometric compression ratio can be changed in a range between 14 and 18.
A high compression ratio is beneficial for the cold start phase. A reduction in the compression ratio during the increase in load increases the maximum achievable load and reduces the soot emissions due to a longer ignition delay.
It can be provided that the effective compression ratio is changed by the closing time of at least one inlet valve. Delaying the intake cut or very early intake cut can reduce the effective compression ratio, thereby reducing the exhaust gas recirculation rate required for low NOx rates and soot emissions. Both the time of opening and the time of closing or only the time of closing can be shifted.
An internal combustion engine with at least one injection device for direct fuel injection, with an exhaust gas recirculation device and at least one piston reciprocating in a cylinder, which has a pronounced squeezing surface and a toroidal piston recess, is suitable for carrying out the method. The piston has a circular constriction in the transition area between the crushing surfaces and the piston recess. On the one hand, this creates a pronounced squeezing flow and, on the other hand, ensures that the flow flows into the trough at a relatively high speed. The relatively high level of turbulence within the piston bowl has an advantageous effect on the blow-through behavior, as a result of which HC and CO emissions can be significantly reduced. The soot mining is improved by the high level of turbulence.
It is particularly advantageous if the piston bowl is dimensioned such that the following applies to the ratio of the largest bowl diameter DB to the piston diameter D: 0.5 <Da / D <0.7 and if the piston bowl is dimensioned such that the ratio to the largest bowl depth HB for piston diameter D: 0.12 <HB / D <0.22. The free fuel jet length can thereby be kept as large as possible. To form a pronounced squeezing flow, it is preferably provided that the piston recess is dimensioned such that the following applies to the ratio of the diameter DT of the constriction to the largest recess diameter DB: 0.7 <DT / DB <0.95.
A circumferential ring-shaped indentation with a flat bottom and a cylindrical wall is arranged as a run-in area between the crushing surface and the constriction. It is preferably provided that the indentation has a depth between 5% and 15% of the greatest trough depth, that the indentation has an at least partially cylindrical wall and that the indentation in the region of the wall has a diameter which is between 10% to Is 20% larger than the diameter of the constriction. The shaping reduces the radial outflow speed from the piston recess when the piston descends. As a result, fuel components are not directed along the piston face, but in the axial direction to the cylinder head.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 shows an internal combustion engine for carrying out the method according to the invention and FIG. 2 shows a cylinder of this internal combustion engine in longitudinal section.
1 shows an internal combustion engine 1 with an intake manifold 2 and an exhaust manifold 3. The internal combustion engine 1 is charged via an exhaust gas turbocharger 4, which has an exhaust gas-powered turbine 5 and a compressor 6 driven by the turbine 5. A charge air cooler 7 is arranged upstream of the compressor 6 on the inlet side.
Furthermore, a high-pressure exhaust gas recirculation system 8 with a first exhaust gas recirculation line 9 is provided between the exhaust line 10 and the inlet line 11. The exhaust gas recirculation system 8 has an exhaust gas recirculation cooler 12 and an exhaust gas recirculation valve 13. Depending on the pressure difference between the exhaust line 10 and the inlet line 11, an exhaust gas pump 14 can also be provided in the first exhaust gas recirculation line 9 in order to control or increase the exhaust gas recirculation rate.
In addition to this high-pressure exhaust gas recirculation system 8, there is a low-pressure exhaust gas recirculation system 15
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provided downstream of the turbine 5 and upstream of the compressor 6, a second exhaust gas recirculation line 18 branching off in the exhaust line 16 downstream of a particle filter 17 and opening into the intake line 19 upstream of the compressor 6. An exhaust gas recirculation cooler 20 and an exhaust gas recirculation valve 21 are also arranged in the second exhaust gas recirculation line 18. To control the exhaust gas recirculation rate, an exhaust valve 22 is arranged in the exhaust line 16 downstream of the branch.
An upstream of the branch of the first exhaust gas recirculation line 9, an oxidation catalytic converter 23 is arranged in the exhaust line 10, which removes HC, CO and volatile parts of the particle emissions. A side effect is that the exhaust gas temperature is increased and additional energy is supplied to the turbine 5. In principle, the oxidation catalytic converter 23 can also be arranged downstream of the branch of the exhaust gas recirculation line 9. The arrangement shown in FIG. 1 with the branch downstream of the oxidation catalytic converter 23 has the advantage that the exhaust gas cooler 12 is exposed to less contamination, but the disadvantage that the exhaust gas recirculation cooler 12 requires a higher cooling capacity due to the higher exhaust gas temperatures.
For each cylinder 24, the internal combustion engine 1 has at least one injection valve 25 that directly injects diesel fuel into the combustion chamber 26, the start of injection of which can be changed in a range between approximately 2 crank angles before top dead center and approximately 10 crank angles after top dead center of the compression phase. The injection pressure should be between 500 and 2500 bar.
The piston 27 reciprocating in the cylinder 24 has an essentially rotationally symmetrical toroidal piston recess 28 with a constriction 29, which forms an overhanging wall area 30. The side wall of the piston bowl 28 is thus designated 31, the piston crown 32, and the raised bowl center 44.
A squeeze surface 34 is formed on the piston face 33 outside the constriction 29. The geometric shape of the piston 27, the injection timing and the injection geometry of the injection valve 25 are dimensioned such that the injection jet axes 35 are directed to an area 36 around the constriction 29 between the side wall 31 and the squeeze surface 34. The impact area 36 includes the overhanging wall area 30, the constriction 29 itself, and an inlet area 37, formed by a circumferential annular recess 37a, between the squeeze surface 34 and the constriction 29. The recess 37a has a flat bottom 37b and a cylindrical wall 37c, whereby a transition radius r is formed between approximately 1 mm and 50% of the piston bowl depth HB.
The depth h of the indentation 37a is approximately 5% to 15% of the greatest trough depth H @. The diameter D1 of the indentation 37a is 10% to 20% larger than the diameter DT of the constriction 29.
The indentation 37a substantially reduces the radial outflow speed when the piston 27 moves downward, as a result of which significantly fewer fuel components are conveyed to the piston top 33 and further to the cylinder wall. As a result, only a few combustion residues get into the engine oil.
In FIG. 2, the squeezing flow with swirled inlet flow is shown with reference number 43 and the squeezing flow with swirlless inlet flow with reference number 43a.
The internal combustion engine is operated according to the so-called HPLI process (Highly Premixed Late Injection). The majority of the injection phase is after top dead center. The internal combustion engine is operated with an exhaust gas recirculation rate of between 20 and 40%, the start of injection being in a range between 2 crank angles before top dead center and 10 crank angles after top dead center. Due to the complete separation of the end of the injection and the start of the combustion, a partial homogenization of the mixture with premixed combustion is achieved. The ignition delay is longer because of the lowering temperature level compared to conventional injection before top dead center and the increased amount of recirculated gases compared to conventional operation.
To extend the ignition delay, other means, such as lowering the effective compression ratio and / or the inlet temperature and shortening the injection time, increasing the injection pressure and / or increasing the cross-sectional area of the injection nozzle can also be used. The short injection period is necessary so that the end of injection is before the start of combustion. In this case, the Russian mission can
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be kept at a very low level. This can be explained by the fact that the simultaneous occurrence of liquid fuel in the fuel jet and the flame which conventionally envelops the jet is avoided, as a result of which the oxidation reactions in the vicinity of the jet which otherwise lead to soot formation and occur with a lack of air are also prevented.
The late position of the injection time, together with the relatively long ignition delay, leads to a late shift in the entire combustion process, as a result of which the cylinder pressure curve is also shifted late and the maximum temperature is lowered, which leads to low NOx emissions.
The late shift in the burning process causes a lowering of the maximum temperature, but at the same time leads to an increase in the temperature at a given later crank angle, which in turn increases the soot burnup.
In addition, the shift of the combustion into the expansion stroke, in combination with the high exhaust gas recirculation rate, despite the larger premixed fuel quantity due to the long ignition delay and consequently higher maximum combustion rate, leads to a pressure rise rate in cylinders which does not exceed the permissible level. The high maximum burning rate, which leads to a high degree of uniformity, is able to partially compensate for the loss of efficiency due to late relocation of the combustion phase. In order to achieve a high degree of efficiency, the center of combustion should be as close as possible to the top dead center TDC.
The advantage of the HPLI process used is that very low NOx and particle emissions arise and that a high exhaust gas temperature can be reached, which is advantageous for the regeneration of a particle filter. The local combustion temperature may be a little above the lower NOx formation temperature. The local air ratio is largely above the soot formation limit. With the HPLI process, soot is formed at the beginning of the combustion process, but due to the strong turbulence due to high-pressure injection and high temperatures, the soot is oxidized towards the end of the combustion process, resulting in very low soot emissions overall.
The high exhaust gas recirculation rate can be achieved either by external exhaust gas recirculation alone or by combining external with internal exhaust gas recirculation through variable valve control. In order to achieve a high level of turbulence in the mixture formation, swirl-generating inlet channels are advantageous for generating a high swirl number of up to about 5.
The piston recess 28 has a relatively large maximum diameter DB, the ratio DB to D being in the range between 0.5 to 0.7. The ratio of the maximum piston depth HB to the piston diameter D is advantageously between 0.12 and 0.22. This allows a long free jet length to be generated, which is advantageous for the mixture formation. In order to form a strong squeezing flow 43, the ratio of the diameter DT of the constriction 29 to the maximum piston diameter DB is between 0.7 and 0.95. As a result, high entry speeds into the piston recess 28 are achieved, which has a favorable effect on the homogenization of the fuel-air mixture.
The geometry of the injection jet axes 35 and the geometry of the piston recess 28 can be optimized for a conventional diesel engine at full load.
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