DE102009043479A1

DE102009043479A1 - Verbrennungsmotor mit Selbstzündung und einem niedrigen geometrischen Verdichtungsverhältnis

Info

Publication number: DE102009043479A1
Application number: DE102009043479A
Authority: DE
Inventors: Ekkehard Dr. Ing. Pott; Bernd Hahne; Robin Dr. Vanhaelst
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 2009-09-30
Filing date: 2009-09-30
Publication date: 2011-03-31

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Verbrennungsmotor mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders, zumindest einem Abgasturbolader sowie einer Einlasseinrichtung für Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, bei dem vorgesehen ist, dass der Zylinder ein geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS von ≰ 16,5 : 1 aufweist, wobei der Verbrennungsmotor derart ausgelegt ist, dass in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe der Zylinder ein Ladedruck von größer 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck kleiner 200 bar, einer spezifischen Leistung größer als 60 kW/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l ist und dass mittels zumindest einer Ventilsitzbearbeitung eine Lenkung der Einlassströmung zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung, von Drallzahlen und/oder Durchflusszahlen einer Einlassströmung in den Brennraum, vorzugsweise ohne Einsatz einer Drallklappe, vorgesehen ist. Bei dem Verfahren zum Betrieb eines Verbrennungsmotors mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders sowie einer Einlasseinrichtung für Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, ist vorgesehen, dass der Zylinder mit einem geometrischen ...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Verbrennungsmotor mit Selbstzündung sowie Verfahren zum Betrieb eines Verbrennungsmotors mit Selbstzündung gemäß dem Oberbegriff des unabhängigen Patentanspruchs.
Zur Erfüllung strenger Emissionsgrenzwerte für Diesel-Kraftfahrzeuge ist der Einsatz verschiedener Technologien bekannt, die eine Abstimmung vieler inner- und außermotorischer Maßnahmen zur Emissionsreduzierung beinhalten. Bekannte motorische Maßnahmen zur Reduzierung der Rohemissionen betreffen das Brennverfahren (Brennraumgestaltung, Kanalform, Drall der Einlassströmung), Einstellung des Lambdawertes, Einspritzzeitpunkt und Abgasrückführung, Einspritzsystem (Anpassung des Einspritzverlaufs), Abgasrückführung, Aufladung, Ladeluftkühlung, Wassereinspritzung. Außermotorische Abgasnachbehandlungsmaßnahmen umfassen insbesondere den Einsatz von Partikelfiltern, Oxidationskatalysatoren und NOx-Speicherkatalysatoren.
Bekannt ist auch, dass bei Dieselmotoren Maßnahmen, die die Ruß- bzw. Partikelrohemissionen reduzieren, dazu tendieren, die Stickoxidrohemissionen zu erhöhen. Während es noch für die Einhaltung der Euro4-Abgasgrenzwerte möglich war, bei relativ niedrigen NOx-Emissionen relativ hohe Rohemissionen zu tolerieren, da letztere durch im Abgassystem angeordnete Partikelfilter aufgefangen werden konnten, ist dies bei den strengeren Abgasgrenzwerten nach Euro5 und Euro6 (vgl. Verordnung EG Nr. 715/2007 des Europäischen Parlaments und des Rates vom 20. Juni 2007 über die Typgenehmigung von Kraftfahrzeugen hinsichtlich der Emissionen von leichten Personenkraftwagen und Nutzfahrzeugen, Anhang 1, Tabelle 1 und 2; Amtsblatt der Europäischen Union L 171/11) nicht mehr möglich, da die Partikelfilter nach zu kurzer Zeit bereits eine hohe Beladung aufweisen, was eine häufige Regeneration mit entsprechend hohem Kraftstoffverbrauch und erhöhter Kohlendioxidemission zur Folge hat.
Zur gleichzeitigen Verringerung von NOx- und Partikelrohemissionen kann bei einem Dieselmotor das geometrische Verdichtungsverhältnis abgesenkt werden. Als geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS wird hier das Verhältnis (V_hub + V_Kompression)/V_Kompression verstanden, wobei V_hub das maximale Zylindervolumen und V_Kompression das minimale Zylindervolumen ist. Üblicherweise wird bei einem Dieselmotor allerdings ein hohes geometrisches Verdichtungsverhältnis gewählt, um eine gute Kaltstartfähigkeit zu gewährleisten. Ferner wird mit einem hohen geometrischen Verdichtungsverhältnis ein hoher thermischer Wirkungsgrad erreicht, wobei jedoch bei zu hohem Verdichtungsverhältnis der effektive Wirkungsgrad wieder sinkt.
Aus der DE 103 52 737 A1 ist eine Verbrennungskraftmaschine mit einem einen veränderbaren Verdichtungsraum aufweisenden Verbrennungsraum bekannt. Um einen höheren Wirkungsgrad bei wechselnden Lasten sowie eine Verringerung der Klopfneigung zu erzielen, wird vorgeschlagen, dass zur Veränderung des Verdichtungsraums der Verbrennungsraum längenveränderbar ausgebildet ist. Ferner wird auf die Dokumente US 6,557,503 B2 und EP 0 561740 B1 hingewiesen, in denen auf den Zusammenhang von NOx-Emissionen und Verdichtungsverhältnis eingegangen wird.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, bei einem Verbrennungsmotor mit Selbstzündung bei hohem thermischen Wirkungsgrad eine Reduzierung der Rohemissionen von Stickoxiden und Rußpartikeln zu erreichen, so dass diese möglichst nahe an die durch die Euro-Norm 5 und Euro-6 festgelegten jeweiligen Grenzwerte kommen und bei einem Kraftfahrzeug mit einem im Abgassystem angeordneten Partikelfilter die besagten EU5- und/oder EU6-Grenzwerte der End-Pipe-Emissionen erreicht oder unterschritten werden können.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen der unabhängigen Patentansprüche gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind den abhängigen Ansprüchen zu entnehmen.
Der erfindungsgemäße Verbrennungsmotor mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders, zumindest einem Abgasturbolader sowie einer Einlasseinrichtung für Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil ist dadurch ausgezeichnet, dass der Zylinder ein geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS von ≤ 16,5:1 aufweist, wobei der Verbrennungsmotor derart ausgelegt ist, dass in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe der Zylinder ein Ladedruck von größer 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck kleiner 200 bar, einer spezifischen Leistung größer als 60 kWh/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l Ist und mittels zumindest einer Ventilsitzbearbeitung eine Lenkung der Einlassströmung zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung, von Drallzahlen und/oder Durchflusszahlen einer Einlassströmung in den Brennraum, vorzugsweise ohne Einsatz einer Drallklappe, vorgesehen ist.
Als Ladeluft wird die dem Motor zugeführte Frischluft bezeichnet – auch für den Fall eines Motors ohne Turboaufladung oder dergleichen. Als Einlassströmung wird die während einer Ansaugphase in den Zylinder einströmende Ladeluft bezeichnet. Die Einlassströmung wird durch die Geometrie der Einlasskanäle und der Einlassventile, die jeweils von Ladeluft durchströmt werden, beeinflusst. Die Lenkung der Einlassströmung in den Brennraum erzeugt einen Drall, der die Gemischaufbereitung unterstützt und die kinetische Energie im Zylinder erhöhen kann, was zu einer beschleunigten Verbrennung beitragen kann. Da der Drall die Zündverzögerung bei der Verbrennung verlängert, vermindert er den Auftrag von Kraftstoff auf die Zylinderwände und damit die Bildung von Kohlenwasserstoffen und Ruß. Andererseits führt ein niedriger Drall zu geringeren Wärmeverlusten, einem besseren Wirkungsgrad der Zündung und zu niedrigeren NOx-Emissionen. Daher kann mehr oder weniger Drall günstig für die Partikel- und NOx-Emissionen sein. Die Erfindung zielt auf die Optimierung des Dralls der Einlassströmung zur Verminderung von Rußbildung bei niedriger NOx-Bildung. Von der Erfindung werden auch Werte von EPS < 16,0, 15,5, 14,5, 13,5 und 13 umfasst.
Durch die erfindungsgemäße Auslegung des Verbrennungsmotors bei gleichzeitiger Lenkung der Einlassströmung mittels einer Ventilsitzbearbeitung zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung, Drallzahlen und/oder Durchflusszahlen einer Einlassströmung in den Brennraum können in einem Teillastbereich die NOx- und Rußrohemissionen signifikant reduziert und in einem Volllastbereich bei hohen Leistungen relativ niedrige Abgastemperaturen bei einer hohen spezifischen Leistung und niedrigerem spezifischem Verbrauch erreicht werden. Vorzugsweise handelt es sich bei der Ventilsitzbearbeitung um eine Anfasung.
Die Aufgabe wird ferner erfindungsgemäß gelöst durch einen Verbrennungsmotor mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders sowie einer Einlasseinrichtung von Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, der sich dadurch auszeichnet, dass zumindest einer der Zylinder ein geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS ≤ 16,5:1 aufweist und die Einlasskanäle, vorzugsweise unter Verzicht auf eine Drallklappe, ausgelegt sind für einen Betrieb mit

a) einer Einlassströmung, die bei einem Ventilhub Vh in einem Bereich zwischen 2 mm und Vhh = 0.5*Vhm eine Drallanhebung Da > 0,8 aufweist, wobei Vhm einen maximalen Ventilhub bezeichnet,
b) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Drallzahl D bei 2 mm Ventilhub > 5 D* beträgt, wobei D* die ventilhubabhängige Drallzahl bei Vhm bezeichnet
c) einer Einlassströmung, deren vom Ventilhub abhängige Drallzahlen D für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist:

Ventilhub	Drallzahl D
2 mm	1,0–3,0
und gleichzeitig
3 mm	0,6–2,0
und gleichzeitig
4 mm	0,25–0,6
und gleichzeitig
5 mm	0,2–0,5
und gleichzeitig
>= 6 mm	0,1–0,5

d) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Durchflusskoeffizienten αK für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist

Ventilhub	Durchflusskoeffizient αK
2 mm	> 0,025
und gleichzeitig
4 mm	> 0,07
und gleichzeitig
8 mm	> 0,115
und gleichzeitig
10 mm	> 0,12

Die Drall – und Durchflusskoeffizienten sind jeweils nach Tippelmann normiert. Als Drallanhebung der Einlassströmung wird im Kontext der Erfindung eine zu niedrigem Ventilhub hin angehobene Drallzahl bezeichnet.
Hierbei können durch das relativ niedrige Verdichtungsverhältnis in Kombination mit der Auslegung der Einlasskanäle niedrige Rohemissionen von NOx und Partikeln bei hohen spezifischen Leistungen und geringem spezifischem Kraftstoffverbrauch erreicht werden. Von der Erfindung werden auch Werte von EPS < 16,0, 15,5, 14,5, 13,5 und 13 umfasst.
Falls, wie vorzugsweise vorgesehen ist, die Lenkung der Einlassströme zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung von Drallzahlen oder Durchflusszahlen der Einlassströmung in den Brennraum ohne Einsatz einer schaltbaren drallbeeinflussenden Vorrichtung, z. B. einer Drallklappe, vorgesehen ist, beziehungsweise die Einlasskanäle keine Drallklappe aufweisen, lassen sich die erwähnten Emissionsreduzierungen und Leistungssteigerungen bei erheblich reduzierten Kosten und vereinfachter Fertigung erreichen.
Der Verbrennungsmotor kann ferner derart ausgelegt sein, dass bei einem Wert des geometrischen Verdichtungsverhältnis EPS der Zylinder ≤ 16,5:1 in einem Betriebspunkt bei 2000 1/min und einem effektiven Mitteldruck von 8 bar eine NOx-Rohemission < 1,00 g/kWh und eine Rußrohemission von < 0,1 g/kWh ist. Vorzugsweise kann der erfindungsgemäße Verbrennungsmotor in den oben genannten Betriebspunkt auch noch NOx-Rohemissionen von < 0,9 g/kWh, 0,8 g/kWh, 0,7 g/kWh und 0,6 g/kWh bei Ruhemissionen von < 0,08, 0,07, 0,06 oder 0,05 g/kWh erreichen.
Falls beide Einlasskanäle eine Bearbeitung, beispielsweise eine Ventilsitzfase aufweisen, kann auf eine einfache Weise eine Einlassströmung mit hohem Drall bei kleinem Ventilhub und hohem Durchfluss bei großem Ventilhub eingestellt werden, womit wiederum NOx- und Rußrohemissionen günstig beeinflusst werden können.
Zur weiteren Optimierung der Einlassströmung können die Einlasskanäle jeweils als Spiral- und/oder Tangentialkanal ausgebildet sein, wobei es sich versteht, dass alle Kombinationsmöglichkeiten von der Erfindung umfasst sind. Bei einem Tangentialkanal wird eine relativ direkte Einströmung erzeugt, während bei einem Spiralkanal eine indirekte Einströmung erzeugt wird. Die Erfindung umfasst jedoch auch Einlasskanäle mit anderen Geometrien, wie beispielsweise einen Tangentialkanal mit Ablenkwand.
Eine Verbesserung von Kaltstarteigenschaften des Verbrennungsmotors kann erreicht werden, wenn das Einspritzsystem eine Injektoreinrichtung mit 7 oder mehr Löchern aufweist und ausgelegt ist für eine Einspritzung des Kraftstoffs in den Brennraum bei einem Einspritzdruck von mehr als 150 bar mit einem Düsendurchfluss von DDF = (–230 + 70*L)*(1 +/– 0,20) ml innerhalb von 30 sec, vorzugsweise zwischen 300 ml und 600 ml innerhalb von 30 sec, wobei L die Lochzahl der Injektoreinrichtung ist.
Zur temporären Erhöhung der Abgastemperatur bei niedrigen Werten von EPS können an sich bekannte Maßnahmen, wie der Einsatz von variablen Steuerzeiten der Auslassventile vorgesehen werden.
Ein Zylinder des Verbrennungsmotors beinhaltet einen Zylinderkopf und einen Kolben, der einen Kolbenkopf aufweist. Zylinderkopf und Kolbenkopf bilden Innenflächen eines Brennraumes. In der Oberfläche des Kolbenkopfs ist eine Kolbenmulde mit einem Muldenrand angeordnet, wobei in einem Ausführungsbeispiel bei einem auf einen Kreis normierten Muldenrand das Verhältnis von Muldenranddurchmesser zu Kolbendurchmesser größer 0,55 ist oder bei einer zu 90% gefüllten Kolbenmulde bei einer auf einen Kreis normierten Füllfläche das Verhältnis der Füllfläche zur Kolbenquerschnittsfläche > 0,30 ist um eine relativ große freie Einspritzlänge und eine verbesserte Gemischaufbereitung zu erreichen.
Ein mit dem erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor ausgestattetes Kraftfahrzeug weist bei einem Betrieb im Neuen Europäischen Fahrzyklus NOx-Rohemissionen mit einem Wert von < 180 mg/km und Partikel-Rohemissionen mit einem Wert von < 35 mg/km auf. Vorzugsweise weist ein derartiges Kraftfahrzeug NOx-Rohemissionen mit einem Wert < 160 mg/km, 140 mg/km, 120 mg/km, 100 mg/km oder 80 mg/km und gleichzeitig Partikel-Rohemissionen, die einen Wert von 50 mg/km, 60 mg/km, 70 mg/km, 80 mg/km oder 90 mg/km nicht überschreiten, auf.
Ein derartiges Fahrzeug erreicht oder unterschreitet bei Einsatz eines üblichen Partikelfilters die Abgasgrenzwerte der neuen europäischen Norm EU5 oder EU6; vgl. die o. g. Verordnung EG Nr. 715/2007 hinsichtlich der unterschiedlichen Grenzwerte für PKW sowie leichte und schwere Nutzfahrzeuge.
Die Erfindung wird nachfolgend unabhängig von der zusammenfassenden Darstellung in den Patentansprüchen anhand von in Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispielen näher beschrieben, aus denen sich weitere Vorteile und Aspekte der Erfindung ergeben.
Es zeigen in schematischer Darstellung
1: einen erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor mit Selbstzündung,
2: einen Kolbenkopf mit Kolbenmulde,
3a: eine Einlasseinrichtung mit Einlasskanälen,
3b: Ventilsitze mit Bearbeitung,
3c: einen Ventilsitz mit einer Ventilsitzfase in einem Schnitt parallel zu einer Achse der Ventilöffnung
3d: zwei Ventilsitze, jeweils mit einer Ventilsitzfase in einem Schnitt senkrecht zur Zylinderachse
4: einen Tippelmann-Prüfstand,
5: eine Darstellung von ventilhubabhängigen Drallzahlen bei Verwendung von zwei Ventilsitzfasen,
6: eine Darstellung von ventilhubabhängigen Durchflusszahlen bei Verwendung von zwei Ventilsitzfasen,
7: eine Darstellung von ventilhubabhängigen Drallzahlen bei Verwendung von ein oder zwei Ventilsitzfasen,
8:, NOx- und Rußrohemissionen in Abhängigkeit von Werten eines geometrischen Verdichtungsverhältnisses,
9: NOx- und Rußrohemissionen in Abhängigkeit von Werten eines geometrischen Verdichtungsverhältnisses
10: Rußrohemissionen und spezifischer Verbrauch in Abhängigkeit von dem Vorhandensein einer Ventilsitzfase.
In 1 ist ein erfindungsgemäßer. PKW-Verbrennungsmotor 101 mit Selbstzündung dargestellt, mit dem es gelingt, sowohl niedrige Ruß (Partikel)- als auch NOx-Rohemissionswerte zu erreichen. Der erfindungsgemäße Motor wird vorzugsweise mit Kraftstoff nach DIN EN 590 betrieben.
Es versteht sich, dass in anderen, in 1 nicht dargestellten Ausführungsbeispielen bestimmte Komponenten, die in 1 dargestellt sind, fehlen und/oder auch weitere Komponenten hinzukommen können, ohne dass der Rahmen der Erfindung verlassen wird.
Der in 1 gezeigte selbstzündende Verbrennungsmotor 101 weist einen Motorblock 102 mit vier Zylindern (nicht mit Bezugszeichen versehen), einer Einlasseinrichtung 103 für Ladeluft, einem als Common-Rail ausgebildeten Einspritzsystem 104 zur Kraftstoffeinspritzung in die Zylinder sowie einer Auslasseinrichtung 105 für Abgas auf. An die Auslasseinrichtung 105 ist ein Abgassystem 106 mit einem Dieselpartikelfilter 107 angeschlossen. Stromauf des Dieselpartikelfilters 107 ist ein Oxidationskatalysator 107a angeordnet, der jedoch in anderen Ausführungsformen der Erfindung fehlen kann. Ferner kann das Abgassystem einen NOx-Speicherkatalysator, einen Reduktionskatalysator, einen 3-Wegekatalysator und/oder ein SCR-System aufweisen.
Der Dieselpartikelfilter 107 hält die bei der Verbrennung des Dieselkraftstoffes entstehenden Rußpartikel zurück. Bevorzugt arbeitet der Partikelfilter 107 ohne den Zusatz von Additiven; es ist jedoch auch der Einsatz von Partikelfiltern, die Additive erfordern, denkbar. Der Partikelfilter besteht beispielsweise aus einem porösen Keramikbauteil mit einer edelmetallhaltigen Beschichtung. Um die Durchgängigkeit des Filters auf Dauer zu gewährleisten, müssen die im Filter abgelagerten Partikel durch passive und/oder aktive Regeneration entfernt werden. Der Partikelfilter kann als Wandstromfilter ausgebildet sein; damit können hohe Abscheideraten von 95% und mehr der gesamten Partikelmasse bei einer geringen Erhöhung des Kraftstoffverbrauchs erreicht werden. Ähnlich hohe Werte werden mit Durchflussfiltern erreicht, bei denen eine über 90%ige Senkung der Partikelzahl erreicht werden kann. Der Dieselpartikelfilter kann als geschlossenes oder offenes System ausgeführt sein. Der geschlossene Dieselpartikelfilter besteht aus einem wabenförmigen Filter aus einer Keramik, wobei die Filterkanäle an den gegenüberliegenden Enden geschlossen sind.
Das Abgassystem ist mit einem Abgasrückführsystem (AGR) mit einem AGR-Ventil 109 und einer AGR-Kühlung 110 verbunden, wobei die Abgasrückführkühlung 110 mit einem Niedertemperaturkreislauf 111 versehen ist, der mittels eines über ein Ventil 112a schaltbaren Bypass 112 überbrückt werden kann. Mit dem Abgassystem 106 ist ferner zumindest ein Abgasturbolader 115 verbunden. Stromab des Verdichters des Abgasturboladers 115 ist ein Ladeluftkühler 116 angeordnet.
Es versteht sich, dass zur Erfüllung strenger Abgasnormen die verschiedenen in 1 gezeigten Komponenten aufeinander abgestimmt werden müssen.
Im Folgenden werden wichtige Komponenten eines erfindungsgemäßen Verbrennungsmotors genauer dargestellt. Vorzugsweise ist dieser für PKW oder leichte oder schwere Nutzfahrzeuge ausgelegt; vgl. Kategorien M, N1 und N2 der Verordnung EG Nr. 715/2007.
In 2 ist ein Kolbenkopf 201 eines erfindungsgemäßen Verbrennungsmotors mit Selbstzündung schematisch dargestellt, wobei in der Oberfläche 202 des Kolbenkopfs 201 eine durch eine Ausnehmung gebildete Kolbenmulde 206 angeordnet ist. Die Mulde 206 wird durch eine den Wandbereich bildende Muldenkontur 207 definiert, die sich in die Kolbenoberfläche 202 ausgehend vom Kolbenrand 208 erstreckt. Als Muldenrand 208 wird der äußerste Bereich der Kolbenmulde 206 verstanden, während als Muldenrand-Durchmesser der Querschnittsdurchmesser der Mulde 206 an der Stelle, an der die Muldenkontur 207 eine Steigung 1 aufweist, bezeichnet wird. An dieser Stelle ist die Muldenkontur 207 parallel zur Kolbenachse 209.
Der in 2 dargestellte Kolbenkopf 201 ist im Betrieb des Verbrennungsmotors in einem in der Figur nicht dargestellten Zylinder angeordnet, in dem sich der Kolben hin und her bewegt und derart mit einer nicht dargestellten Kurbelwelle verbunden ist, dass der Kolben eine Bewegung mit einer Umkehr an einer oberen und unteren Totpunktlage ausführt. Der Zylinder weist einen Zylinderkopf auf, der mit dem Kolbenkopf Innenflächen eines Brennraumes, in den Kraftstoff eingespritzt wird, bildet. Der in den Zylinder eingespritzte Kraftstoff bildet mit verdichtetem Gas ein Kraftstoff-Gasgemisch, das durch im Betrieb des Verbrennungsmotors erzeugte Kompressionswärme gezündet wird.
Typischerweise weist der Verbrennungsmotor vier bis sechs Zylinder auf.
Die Kolbenmulde 206 weist einen Bereich der Kontur 207 mit geringerer Tiefe und einen peripheren Bereich der Kontur 207 mit einer größeren Tiefe, jeweils bezogen auf die Kolbenoberfläche auf, wobei die Erfindung Ausführungsformen mit größeren und kleineren Tiefenunterschieden umfasst.
Die Kolbenmulde 206 kann auch einen nicht kreisförmigen Kolbenrand 208 aufweisen. In diesem Fall wird der Muldenranddurchmesser 203 bei einem auf einen Kreis nominierten Muldenrand definiert.
Das Verhältnis von Muldenranddurchmesser zu Kolbenranddurchmesser ist > 0,55, vorzugsweise > 0,58, 0,60, 0,62, 0,65, 0,70 oder 0,80, was zu einer größeren freien Einspritzlänge und einer verbesserten Gemischaufbereitung führt. Alternativ ist das Verhältnis der Oberfläche der Mulde zur Kolbenoberfläche (z. B. bei nicht-kreisrunden Kolben oder Mulden) > 0,25, vorzugsweise > 0,30, 0,40, 0,50, 0,60 oder 0,65.
In einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist bei einer zu 90% gefüllten Kolbenmulde 206 bei einer auf einen Kreis nominierten Füllfläche das Verhältnis der Füllfläche zur Kolbenquerschnittsfläche > 0,30. Auch bei dieser Ausführungsform der Erfindung handelt es sich um eine relativ große Kolbenmulde, so dass eine größere freie Einspritzlänge und eine verbesserte Gemischaufbereitung erreicht wird.
Die in 2 gezeigte Kolbenmulde 206 weist in ihren peripheren Wandbereich eine Hinterschneidung auf, das heißt der maximale Kolbeninnendurchmesser ist größer als der Kolbenranddurchmesser 203. In anderen Ausführungsformen der Erfindung weist die Kolbenmulde 206 keine Hinterschneidung auf.
Der maximale Muldeninnendurchmesser ist vorzugsweise höchstens 15%, 10%, 8%, 6%, 4%, 3% oder 1% größer als der Muldenrand-Durchmesser 203. Damit kann eine größere freie Strahllänge des eingespritzten Kraftstoffs erreicht und der Auftrag von flüssigem Kraftstoff auf den peripheren Wandbereich vermindert werden.
Der oder die Zylinder weisen eine Bohrung von weniger als 110 mm auf. Bevorzugt kann die Bohrung auch ≤ als 100 mm, 95 mm oder 90 mm betragen. Das Einzelzylindervolumen beträgt weniger als 0,8 l vorzugsweise < als 0,7 l oder 0,6 l.
Ferner ist der Zylinder mit einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in den Zylinder verbunden. Das Einspritzsystem ist in Common-Rail-Technik ausgebildet, mit dem Kraftstoff mit bis zu 3000 bar in den Zylinder eingespritzt wird. Es versteht sich, dass die Erfindung auch mit anderen Einspritzsystemen und/oder höheren Einspritzdrücken arbeitet.
Das Einspritzsystem umfasst zur Gewährleistung einer hohen Homogenität des Gemischs und geringen Rußbildung während des Dieselverbrennungsprozesses einen Injektor mit einem Düsensitz und einem Düsenelement mit mehr als 7 Löchern.
Vorzugsweise weist der Injektor eine Lochzahl L von ≥ 8, 9, 10, 12 oder 14 auf. Der Injektor ist vorzugsweise zentrisch zur Kolbenmulde angeordnet.
Bei einem Injektor mit 8 Lochdüsen ist ein Lochdurchmesser von 0,123 mm bevorzugt. Die größere Lochanzahl ermöglicht eine gleichmäßigere Verteilung des Kraftstoffs im Brennraum und damit eine Emissionsreduzierung bei möglichst niedrigem Kraftstoffverbrauch.
Der Injektordurchfluss ist an die Lochzahl angepasst. Insbesondere ist für eine Lochzahl ≥ 7 der Durchfluss DDF am Kraftstoff durch den Injektor innerhalb von 30 Sekunden bei einem Einspritzdruck von 100 bar bestimmt durch DDF = (–230 + 70*L)*(1 +– 0,20), wobei die Lochzahl mit L bezeichnet ist. Bei der Vermessung des Durchfluss DDF des Injektors wird nur der Düsensitz (ohne Düsenelement) vermessen.
Der Injektor erzeugt einen Strahlkegel mit einem Strahlkegelwinkel in einem Bereich zwischen 154° und 168°. Der Winkel zwischen den Mittelstrahlen der Strahlkegel zielt idealerweise auf den Muldenrand mit einer Toleranz von +/– ca. 2° zielen, damit die Verbrennung teils in der Mulde, teils oberhalb stattfindet und eine beste Luftausnutzung mit damit verbundener geringster Russemission erreicht wird. Je nach Mulden-Durchmesser und Einstecktiefe des Injektors in den Brennraum ergeben sich die genannten Winkel.
Mit dem Zylinder ist eine Einlasseinrichtung für Ladeluft mit zumindest zwei Einlasskanälen mit einem zugeordneten Einlassventil und eine Auslasseinrichtung für Abgas mit zumindest einem Auslassventil und einem diesem zugeordneten Auslassventil verbunden, wie im weiteren genauer dargestellt wird.
Die relativ große Kolbenmulde hat den Vorteil einer besseren Füllung mit Ladeluft und eine geringere thermische Belastung des Kolbens, bedingt jedoch eine Abnahme des Dralls gegenüber einer relativ kleineren Kolbenmulde. Dieser Abnahme des Dralls wird erfindungsgemäß folgendermaßen entgegengewirkt.
Bei dem erfindungsgemäßen Motor weist die Einlasseinrichtung zumindest einen Einlasskanal auf, bei dem die Einlassströmung in den Brennraum einen Drall (Swirl) erhält – eine Verwirbelung der Ladeluft mit einer im Wesentlichen parallel zur Zylinderachse orientierten Drehachse.
In einer Ausführungsform weist der erfindungsgemäße Verbrennungsmotor eine Einlasseinrichtung mit einem sogenannten Drallkanal und einem sogenannten Füllkanal mit einer Drallklappe im Bereich des Zylinderkopfes auf, wobei durch die Drallklappe der Füllkanal für Ladeluft betriebspunktabhängig geöffnet oder geschlossen werden kann.
In einer weiteren Ausführungsform weist der erfindungsgemäße Verbrennungsmotor eine Einlasseinrichtung mit zwei Einlasskanälen ohne Drallklappe auf.
In 3a sind ein erster Einlasskanal 301 und ein zweiter Einlasskanal 302 einer Einlasseinrichtung für Ladeluft des erfindungsgemäßen Verbrennungsmotors dargestellt.
Kanal 301 und 302 weisen jeweils ein Ventil 307 bzw. 308 auf. Zumindest eines der Ventile 307 weist einen bearbeiteten Ventilsitz zur Anhebung des Dralls bei geringen Ventilhüben auf, wie beispielhaft in 3b illustriert ist.
Zur Anhebung des Dralls bei niedrigem Ventilhub weist der Ventilsitz eine, vorzugsweise in Bezug auf eine vertikale Ventilachse asymmetrische Bearbeitung auf; beispielsweise in der Art einer Maskierung, Abschirmung oder Anfasung, wodurch der Luftmassenstrom zu Beginn des Ventilhubs in eine definierte Richtung gelenkt wird. Abschirmungen und Anfasungen sind an sich bekannt, z. B. aus der DE 195 40 398 C1 , deren Offenbarungsgehalt durch Bezugnahme in die Offenbarung des vorliegenden Dokuments aufgenommen wird. Vorzugsweise wird der Luftmassenstrom bei kleinen Ventilhüben von der Zylinderwand abgelenkt und damit eine Drehung der Zylinderladung bewirkt.
Bei einem Ventil mit Abschirmung wird durch ein Abschirmblech am Ventil 319a die definierte Strömungsrichtung vorgegeben; vergleiche linke Seite von 3b. Bei kleinem Ventilhub wird in einem peripheren Bereich des Ventilsitzes 315 zwischen diesem und dem Ventil 319a ein Spalt 317 gebildet.
Die rechte Seite von 3b zeigt einen Ventilsitz mit einer eingearbeiteten sichelförmigen exzentrischen Anfasung, die als Ventilsitzfase (oder auch als Sitzdrallfase SDF) bezeichnet wird. Bei kleinem Ventilhub wird in einem Bereich der Peripherie des Ventilsitzes 315 zwischen diesem und dem Ventil 319b ein Spalt 318 gebildet.
In beiden Fällen der 3b muss der Luftmassenstrom bei kleinen Ventilhüben (beispielsweise in einem Bereich von 2 mm bis 4 mm oder 50% des maximalen Ventilhubs Vhm) durch einen Spalt 317 bzw. 318 strömen.
In 3c ist in einer Schnittdarstellung parallel zu einer Achse 322 einer Ventilöffnung eines Einlasskanals 320 in einem Zylinderkopf 321 eine bevorzugte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Anfasung 327 in einem Bereich eines Ventilsitzringes 325 mit einem Fasenwinkel 328 dargestellt. Der Winkel 328 liegt in einem Bereich zwischen 20° und 60°, bevorzugt in einem Bereich zwischen 30° und 40°. Ein optimaler Wert des Winkels liegt bei 35°. Der Ventilsitzring 325 verläuft innen unter einem Winkel 326 von etwa 45° zur Achse 322. Eine Winkeligkeit 329 der Ventilsitzfase 327, das heißt die Verkippung der Ventilsitzfase gegenüber der Achse 322 des Ventilsitzringes 325 liegt in einem Bereich zwischen 1° und 5° bevorzugt zwischen 2° und 4°. Ein optimaler Wert der Winkeligkeit liegt bei 2°30'. Es versteht sich, dass die Erfindung auch von den angegebenen Werten verschiedene Werte umfasst, die in Abhängigkeit von Parametern, wie beispielsweise dem Typ des Einlasskanals festzulegen sind.
In 3d sind in einem Schnitt senkrecht zur Zylinderachse zwei Ventilöffnungen 331 und 341 dargestellt, jeweils mit exzentrischen Anfasungen 330 bzw. 340, die sich sichelförmig um die Peripherie der jeweiligen Ventilöffnungen 331 und 341 erstrecken. Diese Öffnungen 331 und 341 sind im Zylinder in Drallrichtung hintereinander angeordnet mit den ebenfalls hintereinander in Drallrichtung angeordneten Anfasungen 330 und 340, damit die durch die Ventilöffnung 331 und 341 verlaufenden Teilströmungen der Einlassströmung einander nacheilen und damit den Drall verstärken. Eine mögliche Drallströmung ist in 3a mit 304 bezeichnet. Es versteht sich, dass auch andere Bearbeitungen des Ventilsitzes, wie beispielsweise eine Maskierung oder Abschirmung von der Erfindung umfasst sind.
Im Rahmen der Erfindung wird der Drall der Einlassströmung durch die normierte ventilabhängige Tippelmann – Drallzahl D charakterisiert, die auf einem Tippelmann – Prüfstand gemessen werden kann; vgl. J. B. Heywood Internal Combustion Engine Fundamentals, 1998.
In 4 ist der schematische Aufbau eines Tippelmann-Prüfstandes 401 zur Messung der ventilhubabhängigen Tippelmann-Drallzahl D dargestellt, wobei durch einen Einlasskanal 404 mit einem Einlassventil 405 einströmende Ladeluft dem Inneren des Zylinders 402 zugeführt wird. Eine Drallströmung 406 wird in dem Zylinder 402 über eine Wabe 403 in Richtung der Zylinderachse 407 umgelenkt. Das aus dem Drehimpuls der Drallströmung 406 resultierende Drehmoment M_Z wird an der Wabe 403 in Abhängigkeit von dem Ventilhub des Einlassventils 405 gemessen. Aus dem Drehmoment M_Z kann über folgende Gleichung die ventilhubabhängige Tippelmann-Drallzahl D berechnet werden.

– M_Z -Drehmoment an der Wabe
– R_Zyl -Zylinderradius
– V- Volumenstrom durch den Zylinder
– p_L -Dichte der Luft im Zylinder

Im Gegensatz zu dem Drallmoment M_Z ist die Drallzahl D für unterschiedliche Zylinderköpfe ähnlicher Motoren direkt vergleichbar und wird daher zur Charakterisierung des Dralls gemäß der Erfindung eingesetzt.
Der erfindungsgemäße Motor ist ausgelegt für einen Betrieb mit

a) einer Einlassströmung, die bei einem Ventilhub Vh in einem Bereich zwischen 2 mm und Vhh = 0.5*Vhm eine Drallanhebung Da > 0,8 aufweist, wobei Vhm einen maximalen Ventilhub bezeichnet,
b) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Drallzahl D bei 2 mm Ventilhub > 5 D*, wobei D* die ventilhubabhängige Drallzahl bei Vhm bezeichnet
c) einer Einlassströmung, deren vom Ventilhub abhängige Drallzahlen D für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist:

Vorteilhaft weist bei dem erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor die Einlassströmung in einen Bereich kleiner Ventilhübe eine Drallanhebung auf, so dass in diesem Ventilhubbereich eine hohe Drallausrichtung der Einlassströmung aufrecht erhalten wird, die insbesondere bei einem Kolben mit einer relativ großen Kolbenmulde mit einem Verhältnis von Muldenranddurchmesser zu Kolbenranddurchmesser > 0,55 es erlaubt sowohl eine niedrige Partikel – als auch NOx-Rohemissionen zu erreichen.
Die 5 zeigt Messungen der Drallzahl bei einer Einlasseinrichtung gemäß der Erfindung, wobei eine Drallanhebung bei Ventilhüben vorzugsweise durch eine Bearbeitung des Ventilsitzes erreicht wurde; im vorliegenden Fall ausgeführt als Ventilsitzfase.
In 5 bezeichnet 500a eine vertikale Achse mit einer Auftragung der Drallzahl nach Tippelmann und 500b eine horizontale Achse mit einer Auftragung eines Ventilhubs. Erfindungsgemäß liegen die ventilhubabhängigen Drallzahlen der Einlassströmung zu mindestens 80%, insbesondere zu 90% im schraffierten Bereich der 5. Der Graph 501 bezeichnet Messergebnisse der Drallzahl für eine Einlassvorrichtung mit einem Tangential- und einem Spiralkanal mit jeweils einer Ventilsitzfase. Der Graph 502 bezeichnet Messergebnisse der Drallzahl mit einem Tangential- und einem Spiralkanal und einer Ventilsitzfase des Spiralkanals, die gegenüber den Werten des Graphs 501 eine reduzierte, jedoch immer noch deutliche Drallanhebung zu kleinen Ventilhüben aufweisen.
Neben der Drallzahl ist der Durchfluss durch das oder die Einlassventile eine wichtige Größe zur Charakterisierung der Einlassströmung.
Der ventilhubabhängige Durchflusskoeffizient αk charakterisiert die Einströmung in den Zylinder durch das oder die Einlassventile, das heißt die Durchlässigkeit des Ventils, wobei man einen tatsächlich durchgesetzten Luftmassenstrom auf einen theoretisch möglichen Luftmassenstrom bezieht, wie beispielsweise in der Veröffentlichung C. Kopp, Variable Ventilsteuerung für PKW Dieselmotoren mit einer Direkteinspritzung, Magdeburg 2006 dargestellt ist. Ein hoher Wert von α_k wirkt sich positiv auf die Zylinderfüllung aus.
α_k für einen Zylinder kann gemäß der folgenden Formel ermittelt werden.

– m_tats -tatsächlicher Luftmassenstrom [kg/s]
– m_theor -theoretischer Luftmassenstrom [kg/s]
– A_zyl -Querschnittsfläche des Messzylinders [m²]
– c_s -Strömungsgeschwindigkeit bei isentroper Durchströmung [m/s]
– p_s -Luftdichte im Zylinder bei isentroper Durchströmung [kg/m³]

– R_L -spezielle Gaskonstante für Luft [J/(kg·K)]
– T -Temperatur [K]
– _K -Isentropenexponent [–]
– p_nach -Druck nach Ventil [Pa]
– p_vor -Druck vor Ventil [Pa]

Der Druck vor dem Ventil p_vor entspricht in den obigen Gleichungen dem Umgebungsdruck. Nach dem Ventil ist der im Messzylinder herrschende Druck p_nach durch den Verdichter des Prüfstandes vorgegeben. Bei der Messung wird eine konstante Druckdifferenz von 50 hPa eingestellt.
Bei der Auslegung der Einlasskanäle und der Einlassventile wird einem Zielkonflikt zwischen hohem Drall für eine gute Gemischaufbereitung einerseits und einer hohen Durchlässigkeit des Ventils für eine gute Zylinderfüllung andererseits Rechnung getragen. Dies wird dadurch erreicht, dass bei geringen Ventilhüben eine Drallanhebung und bei maximalem Ventilhub ein hoher Durchfluss vorgesehen ist.
In 6 sind Messergebnisse für einen ventilhubabhängigen Durchflusskoeffizienten αK bei einem erfindungsgemäßen Motor dargestellt, wobei eine vertikale Achse 600a Werte von αK und eine horizontale Achse 600b Werte eines Ventilhubs angeben. Der Öffnungsquerschnitt Aeff ist jeweils > 550 mm 2.
Eine erfindungsgemäße Einlassströmung zeichnet sich dadurch aus, dass die ventilhubabhängigen Durchflusskoeffizienten αK zu mindestens 80%, insbesondere zu 90% im schraffierten Bereich der 6 liegen. Der Graph 601 bezeichnet Messungen des Durchflusskoeffizienten αK bei der gleichen Konfiguration wie im Zusammenhang mit Graph 501 angegeben, während der Graph 602 Messungen des Durchflusskoeffizienten αK bezeichnet bei der gleichen Konfiguration bei Graph 502 angegeben.
Die 7 zeigt Messungen der Drallzahl bei einer Einlasseinrichtung mit einem Tangentialkanal und einem Spiralkanal.
In 7 bezeichnet 700a eine vertikale Achse für Werte einer ventilhubabhängigen Drallzahl und 700b eine horizontale Achse für Werte eines Ventilhubs. Der Graph 701 bezeichnet Messwerte der ventilhubabhängigen Drallzahl für eine Konfiguration mit einem Tangentialkanal und einem Spiralkanal und jeweils einer Ventilsitzfase. Der Graph 702 bezeichnet Werte für eine Konfiguration mit einem Tangentialkanal und einem Spiralkanal, wobei lediglich der Spiralkanal mit einer Ventilsitzfase versehen ist. Erkennbar ist bei dem Vergleich zwischen den Graphen 701 und 702 der erhöhte Drall der Einlassströmung für die Konfiguration mit zwei Ventilsitzfasen gegenüber der Konfiguration mit nur einer Ventilsitzfase. Zum vergleichen sind ferner mit dem Graphen 703 bezeichnete Messergebnisse für eine Konfiguration ohne Ventilsitzfase oder eine andere Bearbeitung des Ventilsitzes angegeben, wobei eine deutliche Absenkung der Drallzahl bei einem geringen Ventilhub erkennbar ist.
Der erfindungsgemäße Motor wird mit einem geometrischen Verdichtungsverhältnis EPS ≤ 16,5 betrieben. In der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist das geometrische Verdichtungsverhältnis weiter verringert in Richtung auf EPS < 14, EPS < 13,5, EPS < 13.

Dabei kann in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe ein Ladedruck von > 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck < 200 bar, einer spezifischen Leistung > als 60 kW/l und einem spezifischen Motormoment > als 150 nm/l vorgesehen sein. Bevorzugte Vollastdaten eines erfindungsgemäßen Motors mit einem Hubraum VH = 3,0 dm3 sind für Werte von ε 15,5 und 16,5 in Tabelle 1 zusammengestellt.

	geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS = 15,5	geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS = 16,5
Luftmasse	1.141 mg/Hub	1.138 mg/Hub
Ladedruck	2.609 mbar	2.620 mbar
P Max	169 bar	171 bar
T_vor Turbine	833°C	841°C
Spritzbeginn	–21°KW	–17,4°KW
Einspritzmenge	63,7 mg/Hub	62,3 mg/Hub
spez. Verbrauch	257 g/kWh	260 g/kWh
Leistung	178 kW	172 kW

Tabelle 1

Der Verbrennungsmotor ist derart ausgebildet oder wird derart betrieben, dass im Betriebspunkt maximaler Leistung eine Kompressionsendtemperatur kleiner oder gleich ca. 1127°C ist, vorzugsweise kleiner oder gleich ca. 927°C, insbesondere kleiner oder gleich ca. 727°C und gleichzeitig eine Temperatur vor dem Abgasturbolader kleiner oder gleich ca. 860°C, vorzugsweise kleiner oder gleich 830°C bis 850°C, insbesondere kleiner oder gleich 800°C ist, bei einer Brennraumtemperatur kleiner oder gleich 2127°C mit einem spätesten Spritzbeginn bei einem Kurbelwellenwinkel in einem Bereich zwischen 20°KW und 10°KW vor dem oberen Totpunkt OT.
In 8 sind Messergebnisse sowie Ergebnisse von Simulationsrechnungen von Ruß- und NOx-Rohemissionen für einen erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor im Betriebspunkt 2000 1/min bei einem effektiven Mitteldruck von 8 bar für verschiedene Werte von EPS dargestellt. 8 gibt dabei auf einer vertikalen Achse 800a Rußpartikelkonzentrationen und auf einer horizontalen Achse 800b NOx-Emissionen an. Die Messkurven 801 und 802 für Werte von EPS = 16,5 bzw. EPS = 15,5 zeigen den bekannten NOx-Ruß-Trade-Off und das mit der Verringerung des Wertes von EPS eine signifikante Verringerung der Rohemissionen sowohl von NOx als auch von Rußpartikeln erreicht werden kann. Während die 8 Ergebnisse für den Fall ohne Abgasrückführung zeigen, ergeben sich analoge Resultate für den Fall einer Abgasrückführung, das heißt eine Absenkung von Rohemissionen von NOx- und Rußpartikeln mit abnehmendem Wert von EPS.
In den 9 und 10 sind Ergebnisse von Emissionsmessungen auf dem Motorprüfstand für den erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor mit EPS = 15,5 in den Betriebspunkten 1500 1/min bei einem effektiven Mitteldruck von 3 bar und 2000 1/min bei einem effektiven Mitteldruck von 5 bar, jeweils für eine Einlasseinrichtung für einen Tangential- und einen Spiralkanal und ohne Ventilsitzfase, mit einer Ventilsitzfase und mit zwei Ventilsitzfasen dargestellt. In der 9 bezeichnet 900a eine vertikale Achse mit einer Auftragung von Großdurchsatzwerten und 900b eine vertikale Achse mit einer Auftragung von Werten eine spezifischen Verbrauchs. Die NOx-Emissionswerte liegen für die Messwerte der 9 bei NOx < 0,25 g/kWh im Neuen Europäischen Fahrzyklus.
In 10 bezeichnen 1000a bzw. 1000b entsprechende vertikale Achsen, wobei in diesem Fall der Wert der NOx-Emissionen NOx < 0,5 g/kWh ist.
Ersichtlich ist in den Darstellungen 9 und 10 die signifikante Wirkung des Einsatzes von einer bzw. zwei Ventilsitzfasen auf eine Verringerung der Rußemission sowie den spezifischen Verbrauch des Motors bei etwa gleichbleibenden NOx-Emissionen.
Ein mit dem erfindungsgemäßen Verbrennungsmotor ausgestattetes Kraftfahrzeug weist bei einem Betrieb im Neuen Europäischen Fahrzyklus NOx-Rohemission mit einem Wert von < als 180 mg/km und Partikel-Rohemission mit einem Wert von < als 35 mg/km auf.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

DE 10352737 A1 [0005]
US 6557503 B2 [0005]
EP 0561740 B1 [0005]
DE 19540398 C1 [0068]

Zitierte Nicht-Patentliteratur

Verordnung EG Nr. 715/2007 des Europäischen Parlaments und des Rates vom 20. Juni 2007 [0003]
Euro-Norm 5 [0006]
Euro-6 [0006]
EU5- [0006]
EU6-Grenzwerte [0006]
europäischen Norm EU5 [0022]
EU6 [0022]
Verordnung EG Nr. 715/2007 [0022]
DIN EN 590 [0038]
Verordnung EG Nr. 715/2007 [0044]
J. B. Heywood Internal Combustion Engine Fundamentals, 1998 [0074]

Claims

Verbrennungsmotor mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders, zumindest einem Abgasturbolader sowie einer Einlasseinrichtung für Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, dadurch gekennzeichnet, dass der Zylinder ein geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS von ≤ 16,5:1 aufweist, wobei der Verbrennungsmotor derart ausgelegt ist, dass in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe der Zylinder ein Ladedruck von größer 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck kleiner 200 bar, einer spezifischen Leistung größer als 60 kW/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l ist und dass mittels zumindest einer Ventilsitzbearbeitung eine Lenkung der Einlassströmung zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung, von Drallzahlen und/oder Durchflusszahlen einer Einlassströmung in den Brennraum, vorzugsweise ohne Einsatz einer Drallklappe, vorgesehen ist.
Verbrennungsmotor mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders sowie einer Einlasseinrichtung von Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest einer der Zylinder ein geometrisches Verdichtungsverhältnis EPS ≤ 16,5:1 aufweist und die Einlasskanäle, vorzugsweise unter Verzicht auf eine Drallklappe, ausgelegt sind für einen Betrieb mit a) einer Einlassströmung, die bei einem Ventilhub Vh in einem Bereich zwischen 2 mm und Vhh = 0.5*Vhm eine Drallanhebung Da > 0,8 aufweist, wobei Vhm einen maximalen Ventilhub bezeichnet, b) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Drallzahl D bei 2 mm Ventilhub > 5 D* beträgt, wobei D* die ventilhubabhängige Drallzahl bei Vhm bezeichnet c) einer Einlassströmung, deren vom Ventilhub abhängige Drallzahlen D für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist: Ventilhub Drallzahl D 2 mm 1,0–3,0 und gleichzeitig 3 mm 0,6–2,0 und gleichzeitig 4 mm 0,25–0,6 und gleichzeitig 5 mm 0,2–0,5 und gleichzeitig >= 6 mm 0,1–0,5

und/oder d) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Durchflusskoeffizienten αK für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist Ventilhub Durchflusskoeffizient αK 2 mm > 0,025 und gleichzeitig 4 mm > 0,07 und gleichzeitig 8 mm > 0,115 und gleichzeitig 10 mm > 0,12.
Verbrennungsmotor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor derart ausgelegt ist, dass in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe der Zylinder bei einem Ladedruck größer 2,5 bar (absolut), ein Spitzendruck kleiner 200 bar bei einer spezifischen Leistung größer als 60 kW/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l ist.
Verbrennungsmotor nach einem Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor derart ausgelegt ist, dass in einem Betriebspunkt bei 2000 1/min und einem effektiven Mitteldruck von 8 bar eine NOx-Rohemission < 1,00 g/kWh und eine Rußrohemission von < 0,1 g/kWh ist.
Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass beide Einlasskanäle eine Ventilsitzbearbeitung, insbesondere eine Ventilsitzdrallfase aufweisen.
Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Einlasskanäle als Spiral- und/oder Tangeritialkanal ausgebildet sind.
Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Einspritzsystem eine Injektoreinrichtung mit 7 oder mehr Löchern aufweist und ausgelegt ist für eine Einspritzung des Kraftstoffs in den Brennraum bei einem Einspritzdruck von mehr als 150 bar mit einem Düsendurchfluss von DDF = (–230 + 70*L)*(1 +/– 0,20) ml innerhalb von 30 sec, vorzugsweise zwischen 300 ml und 600 ml innerhalb von 30 sec, wobei L die Lochzahl der Injektoreinrichtung ist.
Verfahren zum Betrieb eines Verbrennungsmotors mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einem Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders sowie einer Einlasseinrichtung für Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, dadurch gekennzeichnet, dass der Zylinder mit einem geometrischen Verdichtungsverhältnis EPS ≤ 16,5:1 betrieben wird, wobei in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe des Zylinders eine Aufladung mit einem Ladedruck von größer 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck kleiner 200 bar, einer spezifischen Leistung größer als 60 kW/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l erfolgt und dass eine Lenkung der Einlassströmung mittels zumindest einer Ventilsitzbearbeitung, vorzugsweise ohne Einsatz einer Drallklappe, zur Einstellung von Werten einer Drallanhebung, von Drallzahlen und/oder Durchflusszahlen einer Einlassströmung in den Brennraum erfolgt.
Verfahren zum Betrieb eines Verbrennungsmotors mit Selbstzündung mit zumindest einem Zylinder, einen Einspritzsystem zur direkten Kraftstoffeinspritzung in einen Brennraum des Zylinders sowie einer Einlasseinrichtung von Ladeluft in den Zylinder, mit zumindest zwei Einlasskanälen und jeweils zumindest einem zugeordneten Einlassventil, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest einer der Zylinder mit einem geometrischen Verdichtungsverhältnis EPS ≤ 16,5:1 und mit a) einer Einlassströmung, die bei einem Ventilhub Vh in einem Bereich zwischen 2 mm und Vhh = 0.5*Vhm eine Drallanhebung Da > 0,8 aufweist, wobei Vhm einen maximalen Ventilhub bezeichnet b) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Drallzahl D bei 2 mm Ventilhub > 5 D* beträgt, wobei D* die ventilhubabhängige Drallzahl bei Vhm bezeichnet c) einer Einlassströmung, deren vom Ventilhub abhängige Drallzahlen D für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist Ventilhub Drallzahl D 2 mm 1,0–3,0 und gleichzeitig 3 mm 0,6–2,0 und gleichzeitig 4 mm 0,25–0,6 und gleichzeitig 5 mm 0,2–0,5 und gleichzeitig >= 6 mm 0,1–0,5

und/oder d) einer Einlassströmung, deren ventilhubabhängige Durchflusskoeffizienten αK für Vh zwischen 2 mm und 10 mm zumindest zu 80% in einem Bereich liegen, der entsprechend folgender Tabelle definiert ist: Ventilhub Durchflusskoeffizient αK 2 mm > 0,025 und gleichzeitig 4 mm > 0,07 und gleichzeitig 8 mm > 0,115 und gleichzeitig 10 mm > 0,12,

vorzugsweise ohne Einsatz einer Drallklappe, betrieben wird.
Verfahren nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Betriebspunkt mit maximaler Leistungsabgabe der Zylinder, eine Aufladung mit einem Ladedruck von größer 2,5 bar (absolut), bei einem Spitzendruck kleiner 200 bar, einer spezifischen Leistung größer als 60 kWh/l und einem spezifischen Motormoment größer als 150 Nm/l erfolgt.
Verfahren nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbrennungsmotor im Betriebspunkt bei 2000 1/min und einem effektiven Mitteldruck von 8 bar mit einer NOx-Rohemission von < 1,00 g/kWh und einer Rußrohemission von < 0,1 g/kWh betrieben wird.
Kraftfahrzeug mit einem Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass dieses bei einem Betrieb im Neuen Europäischen Fahrtzyklus NOx-Rohemissionen mit einem Wert von < 180 mg/km und Ruß-Rohemissionen mit einem Wert von < 35 mg/km aufweist.