DE10150721B4

DE10150721B4 - Diesel engine

Info

Publication number: DE10150721B4
Application number: DE10150721A
Authority: DE
Inventors: Dipl.-Ing. Betz Thomas; Dipl.-Ing. Engel Ulrich; Dr.-Ing. Heel Bernhard; Dipl.-Ing. Lindemann Bernd
Original assignee: Daimler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2001-10-13
Filing date: 2001-10-13
Publication date: 2012-02-09
Anticipated expiration: 2021-10-14
Also published as: DE10150721A1

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Dieselbrennkraftmaschine (1) mit pro Zylinder (2) einem Injektor (6), zwei Einlassventilen (8) und zwei Auslassventilen (9) sowie einem Hubkolben (3), welcher eine Kolbenmulde (10) mit symmetrisch gewölbtem Muldenboden (21) und eingezogenem Muldenrand (11) aufweist. Um sowohl im Vollast- als auch im Teillastbetrieb der Brennkraftmaschine bestmögliche Betriebsbedingungen und Abgaswerte zu erreichen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass ein Größenverhältnis des Durchmessers des eingezogenen Randes (11) der Kolbenmulde (10) zum Muldendurchmesser des gewölbten Muldenbodens zwischen 0,8 mm und 0,95 mm beträgt und ein Größenverhältnis zwischen dem Muldendurchmesser und dem Durchmesser des Zylinders mehr als 0,5 beträgt. Die Gaswechselventile sind mit ihren Ventilachsen (17) geneigt zur Zylinderachse (7) angeordnet, wobei in den Kolbenboden (13) Ventiltaschen zur Aufnahme der Ventilteller der Gaswechselventile (8, 9) vorgesehen sind.The invention relates to a diesel internal combustion engine (1) with per cylinder (2) an injector (6), two intake valves (8) and two exhaust valves (9) and a reciprocating piston (3) having a piston recess (10) with symmetrically curved well bottom (21 ) and retracted trough edge (11). In order to achieve the best possible operating conditions and exhaust values both in full load and in partial load operation of the internal combustion engine, it is provided that a size ratio of the diameter of the retracted edge (11) of the piston recess (10) to the bowl diameter of the curved trough bottom between 0.8 mm and 0th , 95 mm and a size ratio between the bowl diameter and the diameter of the cylinder is more than 0.5. The gas exchange valves are arranged with their valve axes (17) inclined to the cylinder axis (7), wherein in the piston head (13) valve pockets for receiving the valve head of the gas exchange valves (8, 9) are provided.

Description

Die Erfindung betrifft eine direkteinspritzende Dieselbrennkraftmaschine mit zwei Auslassventilen und zwei Einlassventilen und einem Kolben, der eine Kolbenmulde mit eingezogenem Muldenrand aufweist, der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegebenen Gattung.The invention relates to a direct-injection diesel engine with two exhaust valves and two intake valves and a piston having a piston recess with retracted Muldenrand, the type specified in the preamble of claim 1.

Durch die Gestaltung der Kolbenmulde ist beim direkteinspritzenden Dieselmotor das Betriebs- und Abgasverhalten maßgeblich beeinflussbar. Bei der Auslegung der Kolbenmulde ist dabei ein möglichst optimaler Kompromiss zwischen den unterschiedlichen Anforderungen der Teillast- und Vollastbedingungen anzustreben. Hierbei hat sich die sogenannte Omega-Muldenform als besonders geeignet herausgestellt, wobei die Kolbenmulde mit symmetrisch gewölbter Gestalt und eingezogenem Muldenrand im Kolbenboden ausgebildet ist. Eine Dieselbrennkraftmaschine mit solcher Kolbenmulde ist in der DE 196 21 635 A1 beschrieben. Bei der bekannten Anordnung soll durch Ausbildung des einen Einlasskanals als Drallkanal zusammen mit der Muldengestaltung in Omega-Form eine Verringerung des Kraftstoffverbrauchs erreicht werden. Um den Dralleffekt zu erreichen, sollen die Einlasskanäle und Auslasskanäle bzw. die darin jeweils angeordneten Gaswechselventile parallel zur Zylinderachse des Zylinders angeordnet werden bzw. sind mit möglichst geringem Anstellwinkel gegenüber der Zylinderachse anzuordnen. Zur Gestaltung der Kolbenmulde ist dieser Druckschrift entnehmbar, dass ein Verhältnis des Durchmessers der Brennraummulde zum Durchmesser des Kolbens einen Wert von etwa 0,48 bis 0,53 nicht überschreiten darf, um die Wirkungsweise der Omega-Kolbenmulde nicht zu beeinträchtigen.Due to the design of the piston recess, the operating and exhaust gas behavior can be significantly influenced in the direct-injection diesel engine. When designing the piston recess, the best possible compromise between the different requirements of the part-load and full-load conditions should be sought. Here, the so-called omega-trough shape has been found to be particularly suitable, wherein the piston recess is formed with symmetrically curved shape and retracted Muldenrand in the piston crown. A diesel engine with such piston recess is in the DE 196 21 635 A1 described. In the known arrangement a reduction of the fuel consumption is to be achieved by forming the one inlet channel as a swirl duct together with the trough design in omega form. In order to achieve the swirl effect, the inlet channels and outlet channels or the gas exchange valves arranged therein should be arranged parallel to the cylinder axis of the cylinder or be arranged with the least possible angle of attack relative to the cylinder axis. For the design of the piston recess of this document is removable, that a ratio of the diameter of the combustion bowl to the diameter of the piston may not exceed a value of about 0.48 to 0.53, so as not to affect the operation of the Omega-piston recess.

Die bekannte Konfiguration einer Dieselbrennkraftmaschine will das Geräuschniveau senken und den Kraftstoffverbrauch verringern, jedoch können sowohl im Teillastbetrieb als auch im Vollastbetrieb der Dieselbrennkraftmaschine keine zufriedenstellenden Abgasemissionen erreicht werden.The known configuration of a diesel engine seeks to lower the noise level and reduce fuel consumption, but satisfactory satisfactory exhaust emissions can not be achieved in either part-load or full-load diesel engine applications.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Dieselbrennkraftmaschine der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, dass im Vollastbetrieb als auch im Teillastbetrieb die Betriebsbedingungen verbessert und Abgasemissionswerte reduziert werden.The present invention has for its object to further develop the diesel engine of the generic type such that improves the operating conditions and exhaust emissions are reduced in full load operation as well as in partial load operation.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Dieselbrennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.This object is achieved by a diesel engine with the features of claim 1.

Erfindungsgemäß ist vorgesehen, die Einlass- und Auslassventile angestellt zur Zylinderachse anzuordnen, wobei in dem Kolbenboden Ventiltaschen zur Aufnahme der Einlass- und Auslassventilteller vorgesehen sind. Durch größere Anstellwinkel der Ventilachsen sind diese Taschen relativ klein und damit die Störung des für die Verbrennung wichtigen oberen Muldenrandes gering. Hieraus ergeben sich auch günstigere Abgaswerte im Teillastbereich. Die angestellte Lage der Ventilachsen ist gemäß der vorliegenden Erfindung durch eine derartige Konfiguration der Kolbenmulde möglich, bei der ein Verhältnis des Durchmessers des eingezogenen Randes der Kolbenmulde zum Muldendurchmesser des gewölbten Muldenbodens zwischen 0,8 und 0,95 beträgt und ein Verhältnis zwischen dem Muldendurchmesser und dem Zylinderdurchmesser mehr als etwa 0,5 beträgt. Überraschend hat sich gezeigt, dass die erfindungsgemäßen Durchmesserverhältnisse auch einen solchen Muldendurchmesser ergeben, welcher zu verbessertem Drehmoment und Leistung der Brennkraftmaschine im Vollastbereich führen. Bei der erfindungsgemäßen Konfiguration der Dieselbrennkraftmaschine liegen die Ventilachsen in einem Ansstellwinkel von mehr als 5° zur Zylinderachse, wobei ein Anstellwinkel von 6° als besonders vorteilhaft angesehen wird.According to the invention, it is provided that the intake and exhaust valves are arranged to be arranged relative to the cylinder axis, wherein valve pockets for receiving the intake and exhaust valve disks are provided in the piston head. Due to larger angles of attack of the valve axes, these pockets are relatively small and thus the disturbance of the important for combustion upper trough edge low. This also results in more favorable emissions in the partial load range. The salaried position of the valve axes is possible according to the present invention by such a configuration of the piston recess, wherein a ratio of the diameter of the retracted edge of the piston recess to the bowl diameter of the curved trough bottom between 0.8 and 0.95 and a ratio between the bowl diameter and the cylinder diameter is more than about 0.5. Surprisingly, it has been shown that the diameter ratios according to the invention also give such a bowl diameter, which lead to improved torque and power of the internal combustion engine in the full load range. In the case of the configuration of the diesel internal combustion engine according to the invention, the valve axes are at an angle of more than 5 ° to the cylinder axis, with an angle of attack of 6 ° being considered particularly advantageous.

Weitere Verbesserungen der Abgasemissionswerte durch die erfindungsgemäße Auslegung der Kolbenmulde werden erreicht, wenn das Verhältnis des Muldendurchmessers zum Zylinderdurchmesser 0,58 bis 0,61 beträgt. Das Verhältnis des Durchmessers des eingezogenen Muldenrandes zum Muldendurchmesser beträgt besonders vorteilhaft 0,86 bis 0,89.Further improvements of the exhaust emission values by the design of the piston recess according to the invention are achieved if the ratio of the bowl diameter to the cylinder diameter is 0.58 to 0.61. The ratio of the diameter of the drawn-in bowl edge to the bowl diameter is particularly advantageously 0.86 to 0.89.

Die mechanischen Belastungen infolge Temperaturen und Spannungen am Muldenrand werden wirkungsvoll reduziert, wenn der eingezogene Muldenrand eine axiale Höhe von 3 mm bis 5 mm, vorzugsweise 3,6 bis 4,2 mm aufweist. Dabei können nachteilige Wirkungen bezüglich der Abgasemission vermieden werden, wenn die axialen Abschnitte des Muldenrandes gerundet ausgebildet sind. Vorteilhaft ist dabei der obere, dem Kolbenboden zugewandt liegende axiale Endabschnitt des Muldenrandes mit einem geringeren Radius gerundet als der untere, dem Kolbenboden abgewandt liegende axiale Endabschnitt des Muldenrandes. Der obere, dem Kolbenboden zugewandt liegende Endabschnitt des Muldenrandes ist zweckmäßig mit einem Radius von 1 mm bis 1,8 mm gerundet. Der untere, dem Kolbenboden abgewandt liegende Endabschnitt des Muldenrandes wird vorteilhaft mit einem Radius von 1,7 mm bis 2,5 mm gerundet.The mechanical stresses due to temperatures and stresses on the bowl rim are effectively reduced when the drawn-in bowl rim has an axial height of 3 mm to 5 mm, preferably 3.6 to 4.2 mm. In this case, adverse effects with respect to the exhaust emission can be avoided if the axial portions of the trough edge are formed rounded. In this case, the upper axial end portion of the bowl rim facing the piston crown is rounded with a smaller radius than the lower axial end portion of the bowl rim facing away from the piston head. The upper, the piston crown facing the end portion of the trough edge is suitably rounded with a radius of 1 mm to 1.8 mm. The lower, the piston crown facing away from the end portion of the trough edge is advantageously rounded with a radius of 1.7 mm to 2.5 mm.

Bei den großen Anstellwinkeln der Ventilachsen im Vergleich zu den durchweg kleinen Anstellwinkeln bei Anordnungen nach dem Stand der Technik werden die Ventiltaschen im Kolbenboden der Neigung der Ventilachsen entsprechend sichelförmig ausgebildet. Dadurch entstehen nur kleine Verschneidungen der Ventiltaschen mit dem Muldenrand. Im Bereich der Verschneidungen muss der Muldenrand aus mechanischen Gründen (Rissgefahr) zurückgesetzt werden. Dies hat für die Verbrennung Nachteile, da die Ladungsbewegung (Quetschströmung) gestört wird. Im Gegensatz zu sehr kleinen Ventilwinkeln, bei denen der gesamte Muldenrand zurückgesetzt werden muss, müssen bei den vorgeschlagenen Ventilwinkeln nur Teile zurückgesetzt werden. Dies hat Vorteile für die Verbrennung und die Teillast- und Volllast-Betriebswerte. Die vorteilhafte partielle Zurücksetzung des Muldenrandes in den Bogenabschnitten zwischen den Einlass- und Auslassventilen wird durch die erfindungsgemäß großen Anstellwinkel von über 5° möglich.In the case of the large angles of incidence of the valve axes in comparison to the consistently small angles of incidence in arrangements according to the prior art, the valve pockets in the piston head are designed to be sickle-shaped in accordance with the inclination of the valve axes. This results in only small intersections of the valve pockets with the Bowl edge. In the area of intersections, the trough edge must be reset for mechanical reasons (risk of cracking). This has disadvantages for the combustion, since the charge movement (squish flow) is disturbed. In contrast to very small valve angles, in which the entire bowl edge has to be reset, only parts have to be reset at the proposed valve angles. This has advantages for combustion and part load and full load operating values. The advantageous partial resetting of the trough edge in the curved sections between the inlet and outlet valves is made possible by the angle of attack of more than 5 °, which is large according to the invention.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist nachstehend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:An embodiment of the invention is explained below with reference to the drawing. Show it:

1 einen Längsschnitt einer Dieselbrennkraftmaschine, 1 a longitudinal section of a diesel internal combustion engine,

2 einen Längsschnitt des Hubkolbens der Brennkraftmaschine nach 1, 2 a longitudinal section of the reciprocating piston of the internal combustion engine after 1 .

3 eine Draufsicht des Hubkolbens. 3 a plan view of the reciprocating piston.

1 zeigt eine Dieselbrennkraftmaschine 1, in deren Zylinder 2 ein Brennraum 4 von einem längsbeweglichen Kolben 3 begrenzt ist, welcher über einen schematisch dargestellten Kurbeltrieb 5 eine Kurbelwelle rotierend antreibt. Der Brennraum 4 wird von der Innenseite eines auf den Zylinder 2 aufliegenden Zylinderkopfes 12 abgeschlossen. Im Zylinderkopf 12 ist ein Injektor 6 zur direkten Kraftstoffeinspritzung in den Brennraum 4 angeordnet, welcher auf einer Zylinderachse 7 zentral im Brennraum liegt. Der eingespritzte Kraftstoff wird mit Verbrennungsluft vermischt, die über Einlasskanäle 18 im Zylinderkopf 2 separat zugeführt wird. Zur Abführung der Verbrennungsabgase sind Auslasskanäle 19 vorgesehen. Die Einlasskanäle 18 und die Auslasskanäle 19 werden in an sich bekannter Weise von Gaswechselventilen 8, 9 während des Arbeitsspieles zeitweise geöffnet. Die Dieselbrennkraftmaschine 1 ist als Vierventilmotor ausgelegt und weist pro Zylinder 2 zwei Einlassventile 8 und zwei Auslassventile 9 auf. Die Gaswechselventile 8, 9 sind als Stößelventile ausgebildet und werden durch Längsbewegung in Richtung ihrer Ventilachsen 17 gestellt, wobei durch Abheben der Ventilteller von Ventilsitzen in den Endabschnitten der Einlass- bzw. Auslasskanäle 18, 19 die Gaswechselkanäle freigegeben werden. Die Gaswechselventile 8, 9 sind erfindungsgemäß winkelig angestellt zur Zylinderachse 7 im Zylinderkopf 12 angeordnet. Der Anstellwinkel α, ε der Ventilachsen 17 beträgt mehr als 5°, wobei der Anstellwinkel ε der Ventilachse 17 der Einlassventile 8 und der Ansstellwinkel α der Ventilachse 17 der Auslassventile 9 voneinander abweichen können. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind die Einlassventile 8 und die Auslassventile 9 mit den besonders vorteilhaften Anstellwinkel ε bzw. α von 6° angeordnet. Der Kolben 3 ist mit einer Kolbenmulde 10 versehen, welche mit einer Omega-Muldenform gestaltet ist und entsprechend eine zentralsymmetrisch gewölbte Muldenbodenform und einen eingezogenen Muldenrand 11 im Kolbenboden 13 aufweist. Die Kolbenmulde 10 ist zentral auf der Zylinderachse 7 im Kolbenboden 13 ausgebildet und liegt somit dem Injektor 6 im Brennraum 4 gegenüber. 1 shows a diesel engine 1 in their cylinder 2 a combustion chamber 4 from a longitudinally movable piston 3 is limited, which via a schematically illustrated crank mechanism 5 a crankshaft rotates drives. The combustion chamber 4 is from the inside of a cylinder 2 resting cylinder head 12 completed. In the cylinder head 12 is an injector 6 for direct fuel injection into the combustion chamber 4 arranged, which on a cylinder axis 7 centrally located in the combustion chamber. The injected fuel is mixed with combustion air via inlet ducts 18 in the cylinder head 2 is supplied separately. For the discharge of the combustion gases are outlet channels 19 intended. The inlet channels 18 and the outlet channels 19 be in a conventional manner of gas exchange valves 8th . 9 temporarily open during the working game. The diesel engine 1 is designed as a four-valve engine and has per cylinder 2 two inlet valves 8th and two exhaust valves 9 on. The gas exchange valves 8th . 9 are designed as plunger valves and are by longitudinal movement in the direction of their valve axes 17 By lifting the valve plate of valve seats in the end portions of the inlet and outlet channels 18 . 19 the gas exchange channels are released. The gas exchange valves 8th . 9 are employed according to the invention angled to the cylinder axis 7 in the cylinder head 12 arranged. The angle of attack α, ε of the valve axes 17 is more than 5 °, wherein the angle of attack ε of the valve axis 17 the intake valves 8th and the angle α of the valve axis 17 the exhaust valves 9 may differ from each other. In the present embodiment, the intake valves 8th and the exhaust valves 9 arranged with the particularly advantageous angle of attack ε and α of 6 °. The piston 3 is with a piston recess 10 provided, which is designed with an omega-trough shape and accordingly a centrally symmetrical curved trough bottom shape and a retracted trough edge 11 in the piston bottom 13 having. The piston recess 10 is central to the cylinder axis 7 in the piston bottom 13 trained and thus lies the injector 6 in the combustion chamber 4 across from.

Die erfindungsgemäße Konfiguration der Kolbenmulde 10 ist nachstehend anhand der vergrößerten Darstellung des Hubkolbens 3 in 2 erläutert. Die Kolbenmulde 10 ist zentralsymmetrisch mit einem gewölbten Muldenboden 21 um einen zentral auf der Zylinderachse 7 liegenden Mittenkegel 14 ausgebildet.The inventive configuration of the piston recess 10 is below with reference to the enlarged view of the reciprocating piston 3 in 2 explained. The piston recess 10 is centrally symmetrical with a curved trough bottom 21 around a central on the cylinder axis 7 lying center cone 14 educated.

Geringe Abgasemissionen im Betrieb der Brennkraftmaschine mit dem erfindungsgemäß gestalteten Kolben ergeben sich durch die Ausbildung der Omega-Kolbenmulde 10 mit den erfindungsgemäßen Größenverhältnissen des Durchmessers D_R des eingezogenen Randes 11 der Kolbenmulde zum Muldendurchmesser D_M des gewölbten Muldenbodens 21 sowie des Muldendurchmessers D_M zum Durchmesser D des Zylinders bzw. des Kolbens 3. Die verbesserte Wirkung der Omega-Kolbenmulde 10 ergibt sich bei einer Konfiguration mit Verhältnissen D_R/D_M zwischen 0,8 und 0,95 und D_M/D 0,5, wobei ein Verhältnis D_R/D_M von 0,86 bis 0,89 und ein Verhältnis D_M/D von 0,58 bis 0,61 als besonders vorteilhaft angesehen wird. Der eingezogene Rand 11 ist mit einer axialen Höhe H_R von 3,6 bis 4,2 mm ausgebildet und ist an seinen axialen Endabschnitten abgerundet gestaltet. Der obere, auf Höhe des Kolbenbodens 13 liegende Endabschnitt des eingezogenen Randes 11 ist mit einem Radius R_O von 1 mm bis 1,8 mm gerundet. Der untere axiale Endabschnitt des eingezogenen Randes 11 wird mit einem Radius R_U abgerundet, der größer als der Radius R_O des oberen Endabschnittes ist. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der untere Endabschnitt des Muldenrandes mit einem Radius R_U von 1,7 mm bis 2,5 mm gerundet. An die erfindungsgemäßen Größenverhältnisse der Durchmesser und der axialen Tiefe H_R des eingezogenen Randes 11 wird im Hinblick auf das angestrebte Verdichtungsverhältnis die Tiefe H_M der Kolbenmulde 10 angepasst.Low exhaust emissions during operation of the internal combustion engine with the inventively designed piston resulting from the formation of the omega piston recess 10 with the size ratios according to the invention of the diameter D _{R of} the retracted edge 11 the piston recess to the bowl diameter D _{M of} the curved trough bottom 21 and the bowl diameter D _M to the diameter D of the cylinder or the piston 3 , The improved effect of the Omega piston recess 10 results in a configuration with ratios D _R / D _M between 0.8 and 0.95 and D _M / D 0.5, wherein a ratio D _R / D _M of 0.86 to 0.89 and a ratio D _M / D from 0.58 to 0.61 is considered particularly advantageous. The retracted edge 11 is formed with an axial height H _R of 3.6 to 4.2 mm and is rounded at its axial end portions. The upper, at the level of the piston crown 13 lying end portion of the retracted edge 11 is rounded with a radius R _O of 1 mm to 1.8 mm. The lower axial end portion of the retracted edge 11 is rounded off with a radius R _U , which is greater than the radius R _{O of} the upper end portion. In the present embodiment, the lower end portion of the trough edge is rounded with a radius R _U of 1.7 mm to 2.5 mm. At the inventive proportions of the diameter and the axial depth H _{R of} the retracted edge 11 is in view of the desired compression ratio, the depth H _{M of} the piston recess 10 customized.

3 zeigt eine Draufsicht auf den Hubkolben 3 mit der zentral liegenden Omega-Kolbenmulde 10 mit eingezogenem Muldenrand 11. In dem Kolbenboden 13 sind entsprechend der Lage der Gaswechselventile im Zylinderkopf Ventiltaschen 15E, 15A ausgespart, in denen die in geöffnetem Zustand der Gaswechselventile in den Brennraum einragenden Ventilteller Aufnahme finden können, wenn sich der Kolben 3 nahe der oberen Totpunktstellung während des Arbeitsspieles befindet. Die Ventiltaschen 15E für die Einlassventile und die Ventiltaschen 15A für die Auslassventile sind jeweils entsprechend der angestellten Lage der Ventilachsen der Gaswechselventile (vgl. 1) sichelförmig ausgestaltet. Die Sichelflächen der Ventiltaschen für die Einlassventile und die Auslassventile können entsprechend der unterschiedlichen Steuerzeiten der jeweiligen Gaswechselventile voneinander abweichen. Um die mechanische und thermische Belastung des Muldenrandes 11 zu reduzieren, ist in den Bogenabschnitten des Muldenrandes zwischen den Ventiltaschen 15E der Einlassventile und den Ventiltaschen 15A der Auslassventile eine partielle Erweiterung 16 vorgesehen, in denen der Muldenrand 11 in einen dem Kolbenboden 13 zugewandten Abschnitt radial erweitert ausgebildet ist. 3 shows a plan view of the reciprocating piston 3 with the central omega piston recess 10 with retracted trough edge 11 , In the piston bottom 13 are according to the position of the gas exchange valves in the cylinder head valve bags 15E . 15A cut out, in which the valve disc projecting into the combustion chamber in the open state of the gas exchange valves can be accommodated when the piston 3 located near the top dead center position during the work cycle. The valve pockets 15E for the inlet valves and the valve pockets 15A for the exhaust valves are respectively according to the employed position of the valve axes of the gas exchange valves (see. 1 ) designed sickle-shaped. The sickle surfaces of the valve pockets for the intake valves and the exhaust valves may differ according to the different timing of the respective gas exchange valves. To the mechanical and thermal load of the trough edge 11 is to reduce in the arc sections of the trough edge between the valve pockets 15E the inlet valves and the valve pockets 15A the exhaust valves a partial extension 16 provided in which the trough edge 11 in a the piston bottom 13 facing portion is formed radially widened.

Claims

Diesel engine with an injector ( 6 ) for the direct injection of fuel into a combustion chamber ( 4 ), which in the cylinder ( 2 ) of a longitudinally movable piston ( 3 ) with piston recess ( 10 ) and with two inlet valves ( 8th ) and two exhaust valves ( 9 ) per cylinder ( 2 ), wherein the piston recess ( 10 ) a symmetrically curved trough bottom ( 21 ) and a recessed trough edge ( 11 ) in the piston head ( 13 ) of the piston ( 3 ), characterized in that the inlet valves ( 8th ) and the exhaust valves ( 9 ) with an angle of attack (α, ε) to a cylinder axis ( 7 ) employed running valve axes ( 17 ) are arranged, wherein in the piston head ( 13 ) Valve bags ( 15E . 15A ) for receiving the valve plates of the intake and exhaust valves ( 8th . 9 ) are provided and that a size ratio of the diameter (D _R ) of the retracted edge ( 11 ) of the piston recess ( 10 ) to the bowl diameter (D _M ) of the arched tray ( 21 ) is between 0.8 and 0.95 and a size ratio between the bowl diameter (D _M ) and the diameter (D) of the cylinder ( 2 ) is more than 0.5 and the trough edge ( 11 ) in each case in the arc sections between the valve pockets ( 15E ) of the intake valves ( 8th ) and the valve pockets 15A ) of the exhaust valves ( 9 ) in a piston head ( 13 ) facing portion is radially expanded.

Internal combustion engine according to claim 1, characterized in that the angle of attack (α, ε) of the valve axes ( 17 ) is more than 5 °, preferably 6 °.

Internal combustion engine according to claim 1 or 2, characterized in that the size ratio of the bowl diameter (D _M ) to the cylinder diameter (D) is 0.58 to 0.61.

Internal combustion engine according to one of claims 1 to 3, characterized in that the size ratio of the rim diameter (D _R ) to the bowl diameter (D _M ) is 0.86 to 0.89.

Internal combustion engine according to one of claims 1 to 4, characterized in that the retracted tray edge ( 11 ) has an axial height (H _R ) of 3 mm to 5 mm, preferably 3.6 mm to 4.2 mm.

Internal combustion engine according to claim 5, characterized in that the axial end portions of the trough edge ( 11 ) are rounded.

Internal combustion engine according to claim 6, characterized in that the upper, the piston head ( 13 ) facing the axial end portion of the trough edge ( 11 ) With a smaller radius (R _O) is rounded than the lower (the piston crown 13 ) facing away from the axial end portion of the trough edge ( 11 ).

Internal combustion engine according to claim 6 or 7, characterized in that the upper, the piston head ( 13 ) facing the axial end portion of the trough edge ( 11 ) is rounded with a radius (R _O ) of 1 mm to 1.8 mm.

Internal combustion engine according to one of claims 6 to 8, characterized in that the lower, the piston head ( 13 ) facing away from the axial end portion of the trough edge ( 11 ) is rounded with a radius (R _U ) of 1.7 mm to 2.5 mm.

Internal combustion engine according to one of claims 1 to 9, characterized in that the injector ( 6 ) and the piston recess ( 10 ) on the cylinder axis ( 7 ) are arranged horizontally.

Internal combustion engine according to one of claims 1 to 10, characterized in that the piston recess ( 10 ) a central center cone ( 14 ) having.

Internal combustion engine according to one of claims 1 to 11, characterized in that the valve pockets ( 15E . 15A ) the inclination of the valve axes ( 17 ) are formed sickle-shaped accordingly.