WO2004057168A1 - Verfahren zum betreiben einer direkteinspritzenden diesel-brennkraftmaschine - Google Patents

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fuel
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Franz Chmela
Janos Csato
Michael Glensvig
Theodor Sams
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Avl List Gmbh
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Definitions

  • 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 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 angle before top dead center to about 10 ° crank angle after top dead center of the compression phase and exhaust gas is recirculated, and wherein the exhaust gas recirculation rate is about 20% 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.
  • the determinants are largely determined by the time of injection, by the charge composition and by the ignition delay. These parameters are in turn determined by a large number of influencing factors, 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 the emission 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).
  • HPLI Highly Premixed Late Injection
  • Pistons with such a toroidal piston recess are known, for example, from the publications EP 0 383 001 AI, DE 1 122 325 AS, AT 380 311 B, DE 21 36 594 AI, DE 974 449 C or JP 60-206960 A.
  • a piston with a piston recess and a constriction is known from the publication DE 11 22 325 Cl, a recess being provided between the squeezing surface and the constriction.
  • a recess being provided between the squeezing surface and the constriction.
  • US Pat. 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 on the one hand nitrogen oxide and soot emissions can be further reduced and on the other hand an increase in the load range which can be driven in HPLI operation can be achieved.
  • 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 region between the squeeze surface and the piston recess is provided such that when the piston moves upwards, a squeezing flow that is directed into the piston recess from the outside inwards and a turbulent basic flow is generated 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 crown with at least partial evaporation.
  • the flow in the piston bowl depends on whether there is a swirled or swirlless inlet flow.
  • a swirled inlet flow with a swirl number> 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 in the direction of the piston crown and further along the piston crown to the bowl center.
  • the twist is maintained within the piston bowl during the compression phase.
  • 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 constriction.
  • 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.
  • 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 lowering the effective compression ratio and / or the inlet temperature and increasing the injection pressure and / or increasing 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, soot emissions can be kept at a very low level.
  • 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 load increase increases the maximum achievable load and reduces the soot emissions due to longer ignition delays.
  • the effective compression ratio is changed by the closing time of at least one inlet valve. Delaying the intake closure or very early intake closure may reduce the effective compression ratio, thereby reducing the exhaust gas recirculation rate required for low NOx rates and soot emissions that can. Both the time of opening and closing of the inlet or only the time of closing the inlet 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 squeeze 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 degradation is improved by the high level of turbulence.
  • the piston bowl is dimensioned so that the following applies to the ratio of the largest bowl diameter D B to the piston diameter D: 0.5 ⁇ D B / D ⁇ 0.7 and if the piston bowl is dimensioned such that the ratio is largest Trough depth H B to piston diameter D applies: 0.12 ⁇ H B / D ⁇ 0.22.
  • the piston recess is dimensioned such that the following applies to the ratio of the diameter D ⁇ of the constriction to the largest recess diameter D B : 0.7 ⁇ D T / D B ⁇ 0.95.
  • a circumferential annular recess with a flat bottom and a cylindrical wall is arranged between the squeeze surface and the constriction as the inlet area. 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% and 20% greater than the diameter of the constriction.
  • the shaping reduces the radial outflow velocity 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.
  • Fig. 1 is an internal combustion engine for performing the method according to the invention and Fig. 2 shows a cylinder of this internal combustion engine in longitudinal section.
  • the 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.
  • 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.
  • 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.
  • a low-pressure exhaust gas recirculation system 15 is 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.
  • an exhaust valve 22 is arranged in the exhaust line 16 downstream of the branch.
  • 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.
  • 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.
  • 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 varied in a range between approximately 2 ° crank angle before top dead center and approximately 10 ° crank angle 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 a substantially rotationally symmetrical toroidal piston recess 28 with a constriction 29, which forms an overhanging wall region 30.
  • the side wall of the piston bowl 28 is thus designated 31, the piston crown 32, and the raised bowl center 44.
  • a pinch 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 indentation 37a between the squeeze surface 34 and the constriction 29.
  • the indentation 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 nut depth H B.
  • the depth h of the indentation 37a is approximately 5% to 15% of the greatest trough depth H B.
  • the diameter Di of the indentation 37a is 10% to 20% larger than the diameter D ⁇ 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.
  • 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.
  • HPLI process Highly Premixed Late Injection
  • 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 angle before top dead center and 10 ° crank angle after top dead center.
  • 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 temperature at a given later crank angle, which in turn increases the soot burn-off.
  • the shift of the combustion into the expansion stroke also leads, in conjunction with the high exhaust gas recirculation rate, in spite of the larger premixed fuel quantity due to the long ignition delay and consequently higher maximum combustion rate, 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 shifting of the combustion phase.
  • 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.
  • soot is formed at the beginning of the combustion process, but due to the strong turbulence due to the 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.
  • 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 D B , the ratio D B to D being in the range between 0.5 to 0.7.
  • the ratio of the maximum piston depth H B 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.
  • the ratio of the diameter D ⁇ of the constriction 29 to the maximum piston diameter D B 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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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer direkteinspritzenden Diesel-Brennkraftmaschine mit zumindest einem in einem Zylinder hin- und hergehenden Kolben, wobei die Brennkraftmaschine 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 zwischen 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. Um besonders geringe Stickoxid- und Rußemissionen zu erreichen, ist vorgesehen, dass zumindest ein Kolben (27) mit einer Quetschfläche (34) und einer torusförmigen Kolbenmulde (28) und einer Einschnürung (29) im Übergangsbereich zwischen Quetschfläche (34) und Kolbenmulde (28) bereitgestellt wird, dass bei Aufwärtsbewegung des Kolbens (27) eine von außen nach innen in die Kolbenmulde (28) gerichtete Quetschströmung erzeugt und eine turbulente Grundströmung (43, 43a) innerhalb der Kolbenmulde (28) initiiert wird, dass der Kraftstoff zumindest überwiegend in die torusförmige Kolbenmulde (28) eingespritzt wird und entlang der Kolbenmuldenseitenwand (31) und/oder des Kolbenbodens (32) unter zumindest teilweisem Verdampfen transportiert wird.

Description

Verfahren zum Betreiben einer direkteinspritzenden Diesel-Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer direkteinspritzenden Diesel-Brennkraftmaschine mit zumindest einem in einem Zylinder hin- und hergehenden Kolben, wobei die Brennkraftmaschine 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 zwischen 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 Brennkraftmaschine zur Durchführung des Verfahrens.
Die wichtigsten Bestimmungstücke für den Verbrennungsablauf in einer Brennkraftmaschine mit innerer Verbrennung sind die Phasenlage des Verbrennungsablaufes bzw. des Verbrennungsbeginnes, 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 bestimmt, wie zum Beispiel Drehzahl, Kraftstoffmenge, Ansaugtemperatur, Ladedruck, effektives Kompressionsverhältnis, im Abgasgehalt der Zylinderladung und Bauteiltemperatur.
Strenge gesetzliche Rahmenbedingungen bewirken, dass bei der Konzeption von Brennverfahren 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 Betriebsverfahren 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 Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgases ist der Zündverzug länger als bei der konventionellen Dieselverbrennung. Das durch die Abgasrückführrate gesteuerte niedrige Temperaturniveau bewirkt, dass die Verbrennungstemperatur weitgehend unter dem für die NOx-Bildung maßgeblichen 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 Kurbelwinkel, 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 torusformigen Kolbenmulde auszubilden. Im Übergangsbereich zwischen Kolbenstimseite und Kolbenmulde ist dabei eine Einschnürung angeordnet, welche einen relativ engen Überströmquerschnitt ausbildet. Durch den engen Überströmquerschnitt wird eine hohe Gemischbildungsenergie bereitgestellt, wodurch die Kraftstoffaufbereitung wesentlich verbessert wird. Kolben mit derartigen torusformigen Kolbenmulden sind etwa aus den Veröffentlichungen EP 0 383 001 AI, DE 1 122 325 AS, AT 380 311 B, DE 21 36 594 AI, 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: Die rauchbegrenzende Volllast kann erhöht werden; es 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 Wirkungsgrades der Brennkraftmaschine resultieren; weiters 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 Zylinderspitzendruck.
Weiters ist aus der Veröffentlichung DE 11 22 325 Cl 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 Kolbenformen mit tiefer, eingeschnürter Kolbenmulde nicht verwendet, da bisher angenommen wurde, dass durch die tiefe Kolbenmulde und die starke Quetschströmung Startfähigkeit und thermodynamischer 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 torusformigen Kolbenmulde und einer Einschnürung im Übergangsbereich 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 Kolbenmuldenseitenwand 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 > 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 gehalten.
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 Ko.benmuide die Startfähigkeit bei nach dem HPLI-Verfahren arbeitenden Brennkraftmaschinen nicht wesentlich verschlechtert wird. Die Einbuße an thermodynamischem Wirkungsgrad zu Folge der Quetschströmung 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 Totpunkt - nach dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller 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 Einlasstemperatur, sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer eine Erhöhung des Einspritzdrucks und/oder eine Vergrößerung der Spritzlochquerschnitte der Einspritzdüse, herangezogen werden. Die Einspritzdauer 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 einerseits und der den Strahl konventionellerweise umhüllenden Flamme andererseits, vermieden wird, wodurch auch die sonst zur Rußbildung führenden, unter Luftmangel ablaufenden, Oxidationsreaktionen in Strahlnähe unterbunden werden. Für das HPLI-Verbrennungsverfahren werden Einspritzdrücke von mindestens 500 bar benötigt. Der Vorteil dieses Verfahrens ist, dass sehr niedrige NOx- und Partikelemissionen entstehen und dass eine relativ hohe Abgastemperatur erreicht wird, welche wiederum von Vorteil ist bei der Regeneration von Partikel-Abgasnachbehandlungseinrichtungen. 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 Schließzeitpunkt zumindest eines Einlassventiles verändert wird. Durch Verzögerung des Einlassschlusses oder durch sehr frühen Einlassschluss kann das effektive Kompressionsverhältnis reduziert werden, wodurch die für niedrige NOx-Raten und Rußemissionen erforderliche Abgasrückführrate vermindert wer- den 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 torusför- mige Kolbenmulde aufweist. Der Kolben weist dabei im Übergangsbereich 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 Turbulenzniveau 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 < DB/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 Kraftstoffstrahllänge möglichst groß gehalten werden. Zur Ausbildung einer ausgeprägten Quetschströmung ist vorzugsweise vorgesehen, dass die Kolbenmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis Durchmesser Dτ der Einschnürung zu größtem Muldendurchmesser DB gilt: 0,7 < DT/DB < 0,95.
Zwischen der Quetschfläche und der Einschnürung ist als Einlaufbereich eine umlaufende ringförmige Einformung mit einem ebenen Boden und einer zylindrischen Wand angeordnet. Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die Einformung eine Tiefe zwischen 5% und 15% der größten Muldentiefe 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 abwärtsgehendem Kolben eine Verringerung der radialen Ausströmgeschwindigkeit aus der Kolbenmulde erreicht. 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 erfindungsgemäßen Verfahrens und Fig. 2 einen Zylinder dieser Brennkraftmaschine im Längsschnitt.
Fig. 1 zeigt eine Brennkraftmaschine 1 mit einem Einlasssammler 2 und einem Auslasssammler 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. Stromaufwärts des Verdichters 6 ist auf der Einlassseite ein Ladeluftkühler 7 angeordnet.
Weiters ist ein Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 mit einer ersten Abgasrück- führleitung 9 zwischen dem Abgasstrang 10 und der Einlassleitung 11 vorgesehen. Das Abgasrückführsystem 8 weist einen Abgasrückführkühler 12 und ein Abgasrückführventil 13 auf. Abhängig von der Druckdifferenz zwischen dem Auslassstrang 10 und der Einlassleitung 11 kann in der ersten Abgasrückführlei- tung 9 auch eine Abgaspumpe 14 vorgesehen sein, um die Abgasrückführrate zu steuern bzw. zu erhöhen.
Neben diesem Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 ist ein Niederdruck-Abgas- rückführsystem 15 stromabwärts der Turbine 5 und stromaufwärts des Verdichters 6 vorgesehen, wobei in der Abgasleitung 16 stromabwärts eines Partikelfilters 17 eine zweite Abgasrückführleitung 18 abzweigt und stromaufwärts des Verdichters 6 in die Ansaugleitung 19 einmündet. In der zweiten Abgasrückführleitung 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 Abgasrückführkühler 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 rotationssymmetrische torusförmige Kolbenmulde 28 mit einer Einschnürung 29 auf, welche einen überhängenden Wandbereich 30 ausbildet. Die Seitenwand der Kolbenmulde 28 ist somit mit 31, der Kolbenboden mit 32, und das erhabene Muldenzentrum mit 44 bezeichnet.
An der Kolbenstirnseite 33 ist außerhalb der Einschnürung 29 eine Quetschfläche 34 ausgebildet. 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 Kolbenmut- dentiefe HB ausgebildet ist. Die Tiefe h der Einformung 37a beträgt etwa 5% bis 15% der größten Muldentiefe HB. Der Durchmesser Di der Einformung 37a ist um 10% bis 20% größer als der Durchmesser Dτ der Einschnürung 29.
Durch die Einformung 37a wird bei Abwärtsbewegung des Kolbens 27 die radiale Ausströmgeschwindigkeit wesentlich vermindert, wodurch wesentlich weniger Kraftstoffanteile an die Kolbenoberseite 33 und weiter zur Zylinderwand befördert werden. Dadurch gelangen nur wenige Verbrennungsrückstände in das Mo- toröl.
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 Gemisches mit vorgemischter Verbrennung erreicht. Wegen des verglichen mit der konventionellen Einspritzung vor dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgase ist der Zündverzug länger. Zur Verlängerung des Zündverzuges können auch andere Mittel, wie eine Absen- kung des effektiven Kompressionsverhältnisses und/oder der Einlasstemperatur sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer 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 sehr niedrigem Niveau gehalten werden. Dies kann dadurch erklärt werden, dass dabei das gleichzeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoffstrahl und der den Strahl konventionellerweise 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 Spätverlagerung 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 Kurbelwinkel, was den Rußabbrand wiederum verstärkt.
Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus wieder 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 in Zylinder. Die hohe maximale Brennrate, die zu einem hohen Gleichraumgrad führt, ist in der Lage, den Wirkungsgradverlust durch Spätverlagerung 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 Partikelemissionen 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 Hochdruckeinspritzung 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 Dτ der Einschnürung 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 Homogenisierung 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.

Claims

P A T E N T A N S P R U C H E
1. Verfahren zum Betreiben einer direkteinspritzenden Diesel-Brennkraftmaschine mit zumindest einem in einem Zylinder (24) hin- und hergehenden Kolben (27), wobei die Brennkraftmaschine 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 zwischen 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, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Kolben (27) mit zumindest einer Quetschfläche (34) und einer torusformigen Kolbenmulde (28) und einer Einschnürung (29) im Übergangsbereich zwischen Quetschfläche (34) und Kolbenmulde (28) bereitgestellt wird, dass bei Aufwärtsbewegung des Kolbens (27) eine von außen nach innen in die Kolbenmulde (28) gerichtete Quetschströmung erzeugt und eine turbulente Grundströmung (43, 43a) innerhalb der Kolbenmulde (28) initiiert wird, dass der Kraftstoff zumindest überwiegend in die torusförmige Kolbenmulde
(28) eingespritzt wird und entlang der Kolbenmuldenseitenwand (31) und/oder des Kolbenbodens (32) unter zumindest teilweisem Verdampfen transportiert wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine drallbehaftete Einlassströmung mit einer Drallzahl ≥ 1 im Zylinder (24) erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die turbulente Grundströmung (43) entlang der Kolbenmuldenseitenwand (31) unter zumindest teilweisem Verdampfen in Richtung Kolbenboden (32) und weiter entlang des Kolbenbodens (32) zum Muldenzentrum (44) transportiert wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine dralllose Einlassströmung mit einer Drallzahl < 1 im Zylinder (24) erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die turbulente Grundströmung (43a) unter zumindest teilweisem Verdampfen vom Muldenzentrum (44) entlang des Kolbenbodens (32) zur Kolbenmuldenseitenwand (31) und weiter zur Einschnürung
(29) transportiert wird.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kraftstoff in Richtung der Einschnürung (29) des Kolbens (27) gespritzt wird, wobei zu Einspritzbeginn der Schnittpunkt (38) der Strahlachse (35) zumindest eines Einspritzstrahles für einen Großteil der Kraftstoff- menge in einem Bereich (36) zwischen der Muldenseitenwand (31) und den Quetschflächen (34) liegt, der einen überhängenden Wandbereich (30), die Einschnürung (29) sowie einen Einlaufbereich (37) zwischen Quetschflächen und Einschnürung (29) beinhaltet.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftstoffeinspritzung bei einem Einspritzdruck zwischen 500 bis 2500 bar erfolgt.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das globale Luftverhältnis zwischen 1,0 und 2,0 eingestellt wird.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgasrückführung extern und/oder intern durchgeführt wird.
8. Direkteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschine zur Durchführung des Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 7, mit welchem der Beginn der Kraftstoffeinspritzung in einem Bereich zwischen etwa 2° Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt bis etwa 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase einstellbar ist, sowie mit einem Abgasrückführsys- tem für Abgasrückführraten zwischen 20% und 40%, mit zumindest einem in einem Zylinder (24) hin- und hergehenden Kolben (27), dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (27) an seiner Stirnseite (33) zumindest eine Quetschfläche (34) und eine torusförmige Kolbenmulde (28) mit einer Einschnürung (29), im Wesentlichen konkav gekrümmten Seitenwänden (31) und Boden (32), sowie einem überhängenden Wandbereich (30) zwischen Seitenwänden (31) und Einschnürung aufweist, wobei zumindest eine Strahlachse (35) eines Kraftstoffeinspritzstrahles der Einspritzeinrichtung (25) für einen Großteil der Kraftstoffmenge zu Einspritzbeginn auf einen Bereich (36) zwischen der Seitenwand (31) und der Quetschfläche (34) gerichtet ist, welcher Auftreffbereich (36) den überhängenden Wandbereich (30), die Einschnürung (29), sowie einen Einlaufbereich (37) zwischen Quetschfläche (34) und Einschnürung (29) beinhaltet.
9. Brennkraftmaschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (28) so bemessen ist, dass für das Verhältnis größten Muldendurchmesser (DB) zu Kolbendurchmesser (D) gilt: 0,5 < DB/D < 0,7.
10. Brennkraftmaschine nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (28) so bemessen ist, dass für das Verhältnis größte Muldentiefe (HB) zu Kolbendurchmesser (D) gilt: 0,12 < HB/D < 0,22.
11. Brennkraftmaschine nach einen der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (28) so bemessen ist, dass für das Verhältnis Durchmesser (Dτ) der Einschnürung (29) zu größtem Muldendurchmesser (DB) gilt: 0,7 < DT/DB < 0,95.
12. Brennkraftmaschine nach einen der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Einlaufbereich (37) durch eine umlaufende ringförmige Einformung (37a) zwischen der Quetschfläche (34) und der Einschnürung (38) aufweist.
13. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 8 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Einformung (37a) einen ebenen, zur Kolbenmulde (28) auslaufenden Boden (37b) aufweist.
14. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 8 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Einformung (37a) eine Tiefe (h) zwischen 5% und 15% der größten Muldentiefe (HB) aufweist.
15. Brennkraftmaschine nach einen der Ansprüche 8 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Einformung (37a) eine zumindest teilweise zylindrische Wand (37c) aufweist.
16. Brennkraftmaschine nach einen der Ansprüche 8 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Einformung (37a) im Bereich der Wand (37c) einen Durchmesser (Dα) aufweist, der zwischen 10% bis 20% größer ist als der Durchmesser (Dτ) der Einschnürung (29).
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