WO2010081491A1 - Kleiner direkt-einspritzender dieselmotor - Google Patents

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WO2010081491A1
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diesel internal
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Matthias Lamping
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Fev Motorentechnik Gmbh
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Definitions

  • the present invention relates to a diesel internal combustion engine having a cylinder capacity of approximately at most 250 cm 3 and a corresponding method for diesel engine combustion in an internal combustion engine having at least one cylinder with a capacity of at most 250 cm 3 .
  • the object of the present invention is to provide an internal combustion engine which, on the one hand, satisfies the particularly increased CO 2 emission limit values according to the current and future EU directive, on the other hand offers a potential for saving fuel, such an internal combustion engine still being usable, preferably in US Pat vehicles.
  • a diesel internal combustion engine which has at least one or more cylinders, each having a displacement of approximately at most 250 cm 3 , preferably less than 250 cm 3 , wherein a cylinder is a boundary of a combustion chamber in a cone shape through a cylinder head of the diesel Internal combustion engine having an injection at least approximately centrally and centrally located in the cone shape having a piston with a piston recess, an intake valve and duct arrangement and geometry for generating a swirl in a combustion chamber of the cylinder, and is provided with a respective single intake and exhaust valve, wherein the inlet and the exhaust valve are arranged opposite to each other in the cylinder head.
  • a proposed diesel internal combustion engine pursues the principle of downsizing consistently for the diesel combustion process, the proposed form of displacement, by a homogenization of the fuel-air mixture extremely efficient energy conversion on the one hand and on the other hand low CO 2 emissions.
  • a proposed diesel internal combustion engine can be used as a single cylinder. It is also possible to produce an approximately one liter displacement engine, which is equipped as a diesel internal combustion engine according to the proposal with four or more cylinders, each up to 250 cm 3 . For example, in this way a six-cylinder engine with such a diesel internal combustion engine can be formed, which has a total displacement of about 1.5 liters.
  • a further embodiment provides, for example, the use of two or three cylinders with respective displacements of approximately at most 250 cm 3 .
  • An application of the proposed diesel internal combustion engine may relate to the field of two-wheeled vehicles.
  • a proposed diesel internal combustion engine can be used in a motorcycle.
  • the diesel internal combustion engine is used as a so-called range extender.
  • such a diesel internal combustion engine supports a hybrid vehicle or even a pure electric vehicle.
  • the diesel internal combustion engine is used when an increased mileage is required, on the other hand, a battery state of charge can not cover this.
  • the range extender is then able to provide the necessary energy for further operation of the vehicle, in particular motor vehicle.
  • the energy can either be supplied directly to the accumulator or else the diesel internal combustion engine is able to transmit a torque to the drive shaft of the motor vehicle.
  • the proposed diesel internal combustion engine may be in the area of small vehicles, such as lawnmowers, gritting vehicles, skijets or even waterjets, small waterborne vehicles as well as airborne vehicles.
  • the proposed diesel internal combustion engine has a structure in which preferably the conical shape in the cylinder head is continuous. It is particularly advantageous if the conical shape in the cylinder head is designed to be completely rotationally symmetrical as the boundary of the combustion chamber.
  • the cone shape can be interrupted, for example, by the injection as well as by the inlet and outlet valves. In this case, it is preferred that the inlet valve as well as the outlet valve terminate as flush as possible in the closed state with the conical shape.
  • a valve disk has a curvature corresponding to the conical shape, so that when the valve is closed a smooth transition takes place from the cylinder head via the valve seat edge to the valve outer surface, which is rounded in accordance with the conical shape.
  • the valve is held so that rotation about a valve longitudinal axis remains suppressed.
  • the valve is held so that it can rotate about its valve longitudinal axis.
  • the valve has, for example, a surface facing the combustion chamber, which is a plane.
  • Another embodiment of a valve has a curved surface, which can extend inwardly towards the combustion chamber as well as outwardly away from the combustion chamber.
  • the conical shape can furthermore be described in cross-section essentially by two converging straight lines.
  • the conical shape can also be formed by two or more degree sections which, when lined up, each produce a lateral cross section in the form of cones and run towards one another.
  • a rounded, in particular calotte-like, also spherical-caliber-like design can result in the conical shape as a boundary of the combustion chamber. It is preferred that the limitation in the cylinder head is as rotationally symmetrical as possible.
  • the injection is preferably arranged at least approximately centrally and centrally in the conical shape of the cylinder head.
  • An axis of an injection nozzle of the injection is also preferably parallel to a cylinder axis, in particular can coincide with this.
  • an injection axis is inclined to the cylinder axis. However, it is preferred that such an inclination is less than 20 degrees, preferably less than 10 degrees.
  • a further development of the injection provides that a nozzle with several holes is used. In this case, a nozzle injection jet preferably results in a conical shape starting from an injection axis.
  • the conical shape of the injection may, according to one embodiment, approximately coincide with a conical shape of the boundary in the cylinder head.
  • an injection is adapted to the piston recess in the piston itself.
  • a conical injection is produced by arranging a nozzle opening or through several nozzle holes of the injection
  • the Piston well is positioned during operation of the diesel internal combustion engine in at least one operating range so that they can receive the respective injection jet on their soil.
  • the piston forms a rotationally symmetrical limitation of the displacement with the piston recess.
  • the piston recess is a round, in particular annular, channel shape on the piston surface.
  • the piston recess may be axisymmetric, wherein preferably the axis of symmetry coincides with the cylinder axis.
  • the piston recess drops radially inwards and rises again toward the center of the piston.
  • a geometry of the trough can be selected, which in this case has a radius.
  • Such a radius may for example be between 35 mm and 50 mm, preferably between 38 and 43 mm.
  • the cross section of the trough may in particular also have a hyperbolic course.
  • the piston recess may according to a further embodiment have different slopes along its course in the piston.
  • the opposing walls of the piston bowl, starting from a piston bowl bottom differently shaped as well as having a different pitch from each other.
  • a dimple in the piston can lead to the formation of an overhang in one side.
  • a piston bowl bottom may be rounded according to one embodiment.
  • the piston recess bottom is at least partially flat, preferably forms a circumferential plane around the cylinder axis.
  • the piston bowl may be symmetrical when viewed along a cutting plane that extends along the cylinder axis.
  • the piston recess can also be displaced along this cutting plane closer to an edge of the piston or else to a center of the piston, symmetrically or asymmetrically.
  • a further embodiment provides, for example, that the piston recess in the region of the piston center has a rise, which rises in particular over the piston edge in the direction of the cylinder head.
  • this elevation separates the round, circumferential channel, which thus forms a one-piece piston recess, but forms along a cross-section through the piston with a cross-sectional plane along the cylinder axis thus a two-fold depression geometry along the diameter.
  • the elevation is then arranged between the two well geometries and may preferably be flattened or rounded in an upper area.
  • the slope of the hill is adapted to the boundary of the combustion chamber in the cylinder head, preferably therefore conical at least at intervals.
  • the hill can be pointed or rounded in an upper area.
  • a further embodiment provides that the hill has a flattening, for example in the form of a plateau.
  • the piston recess provides that it falls off from the outer edge of the piston ago, preferably at least at an angle of more than 70 °, relative to a horizontal.
  • the angle can also be at least approximately 90 °.
  • this can also change when falling to the trough bottom.
  • the lateral trough drop may also have an angular range which is greater than 90 ° and forms a recess in the steeply sloping trough wall.
  • the trough bottom then rises again at an angle to the center of the piston, which is much flatter than the falling angle near the piston edge.
  • the trough is preferably over into a hill which, for example, extends at least approximately at the level of the piston edge, preferably above the piston edge.
  • a depression geometry can be created, which is preferably at least approximately rotationally symmetrical.
  • a lowest point of the piston crown for example, is arranged closer to the edge of the piston than to the center of the piston.
  • the lowest point is arranged in a region which is up to about 1/3 radius distance from the piston edge, preferably in a range which is up to about% radius distance from the piston edge.
  • the piston crown then rises, in which case it is preferably rounded, more preferably in this case makes a change in pitch, in particular has a turning point in the slope, so that the center of the piston, the piston head continues to increase, but the slope is lower.
  • a maximum height, the piston crown preferably at the Ann Wein, but it may also have on the piston edge.
  • the rising piston crown has a virtual intersection with a horizontal and thus perpendicular to the cylinder axis, which runs along the piston edge, wherein the intersection is preferably arranged in a region which is less than the 4/7 radius viewed from the piston center is preferably less than ⁇ ⁇ radius from the center of the piston, preferably in a range between 4/7 radius and% radius of the piston center, more preferably in a range! 4 radius to% radius of the piston center.
  • the piston recess extends at least around the piston axis through 360 °.
  • the piston recess is continuous, preferably even rotationally symmetrical.
  • the piston recess can also have a continuous, axially symmetrical shape, preferably oval. Moreover, it can only be round in sections and have short sections which are almost straight. There is also the possibility that a greatest depth of the piston recess, based on a cross section through the piston recess, changes. So the piston ground also change along its rotating extent, for example, rise and fall again. Also, a geometry of the cylinder head opposite the piston and preferably the piston recess can be adapted to the course of the piston recess. For example, a combustion chamber wall in the cylinder head can not only be round but also oval in cross section.
  • a fuel jet is in a trough mold having a center of gravity in the direction of the piston edge, for example, injected such that it is deflected from the trough bottom, preferably from the trough edge back up and preferably with a direction in the center of the combustion chamber. If the fuel is already at least partially evaporated, a corresponding vaporized fuel flow is deflected accordingly.
  • a trough bottom or trough wall arranged on the piston edge can have an indentation for this purpose, which causes a deflection of a fuel flow that has entered the trough upwards in the direction of the center of the piston.
  • a swirl is generated which has a rotational component which extends around the cylinder longitudinal axis.
  • the rotational component about the cylinder longitudinal axis is induced as the main flow in the combustion chamber.
  • a vortex can be generated in the form of a swirl.
  • the swirl produced has a portion which has a different direction of rotation.
  • the direction of rotation can be adapted to an orientation of the injection, in particular an inclination of the injection and / or a shape and orientation of the trough in the piston.
  • an eccentric seat of the inlet valve is provided.
  • a seat swirl phase can be formed, so that even a swirl-induced flow can be generated during a small valve lift.
  • a support of a twist, in particular a swirl and in particular a degree of filling is preferably achieved in that an inlet channel arrangement is present as possible without curvature, in particular without execution as a spiral channel.
  • a geometry of the channel provides in this case that as far as possible no disturbances and in particular angular courses are provided which produce a twist other than the desired swirl flow, in particular swirl flow. Therefore, an approximately rectilinear supply of the inlet channel to the inlet valve in the cylinder head is preferred.
  • Support for a swirl formation can furthermore be achieved, for example, by providing flow devices, for example a preferably adjustable flow baffle.
  • the inlet channel may be divided, for example.
  • the respective individual inlet and outlet valve can preferably be driven by means of a single camshaft in accordance with one embodiment.
  • Another embodiment provides that two camshafts are used, wherein the one camshaft drives the respective intake valve of one or more cylinders and the other camshaft drives the respective exhaust valve of the cylinder or cylinders.
  • Other drives for one or more valves can also be used.
  • a valve lift can be provided.
  • the camshaft either itself have a corresponding device for Hubver selectedung.
  • a camshaft bearing allows such a change in the valve lift, for example by an eccentric adjustment of the position.
  • the valve itself is able to enable different valve strokes by changing the valve length can.
  • electromagnetic or other drives that can allow free control of the valve lift regardless of the mandatory specification of a revolution of a crankshaft. In this case, for example, consideration is given to the fact that clearance must be provided due to the inclination of the valves.
  • valve lift can be provided at the inlet as well as, for example, additionally or alternatively at the outlet valve.
  • a variable valve train it is also possible, by means of a variable valve train, to be able to adapt the valve timing to a change in the direction of injection early or late. This can take place by means of a corresponding engine control or valve control. It is also possible, by means of a variable valve train control, to overlap opening times of intake and exhaust valves so that, for example, an internal exhaust gas recirculation is made possible.
  • the diesel internal combustion engine is air-cooled.
  • an oil supply for lubrication miteinafter which absorbs heat and dissipates and then can deliver via a suitable cooler. Further cooling of the cylinder head or the engine block, in which the one or more cylinders are arranged, otherwise takes place, for example, via corresponding cooling air supply lines.
  • one or more coolant flows are passed through the diesel internal combustion engine. These can be coupled with an oil circuit and also cool it. It is preferably provided here that an or a plurality of heat exchangers are provided which allow, for example by means of additional air supply by one or more fans, a removal of the necessary heat.
  • a cooling circuit of the diesel internal combustion engine can also be designed to be split.
  • a first part of a coolant flows exclusively around the cylinder head, while a second part, for example, flows exclusively around the engine block.
  • Both cooling streams can then be reconnected and cooled together.
  • shared cooling circuits as well as switches that are controlled, for example thermally or by driving pulses, by means of which a cooling circuit can be activated or interrupted, in particular sub-circuits can be activated or interrupted.
  • the diesel internal combustion engine may include additional passive cooling devices, such as cooling fins, particularly near the cylinder head as well as near each cylinder.
  • additional passive cooling devices such as cooling fins, particularly near the cylinder head as well as near each cylinder.
  • a material for the diesel internal combustion engine for example, a light metal alloy, preferably an AlMg alloy, vermicularguss, cast iron, in particular ductile iron as well as for various components such as cylinder head, crankcase, oil pan and any attachments different materials can be used.
  • the diesel internal combustion engine further preferably has a common rail device, via which a plurality of cylinders can be connected to one another and supplied with diesel fuel, or else only a single cylinder can be operated.
  • the common rail injection is preferably in two stages. However, it can also be carried out in another way.
  • each cylinder a single injection pump is provided. In particular, when using only one or two or three cylinders, an injection pump can be provided directly on the cylinder head for each cylinder.
  • a further embodiment provides for a diesel internal combustion engine in which the injection jets of the injection form a cone angle which lies between 70 ° and 90 ° relative to an axis through an injection nozzle of the injection.
  • a tapered-angle injection is coupled to a well geometry such that the injection jets impinge on a bottom of the piston bowl as the piston moves in the cylinder.
  • the injection jets strike approximately centrally on the respective bottom of the piston recess, in particular when the piston is at least approximately in the TDC position.
  • the conical shape of the injection jets combined with a piston recess as described above, in the one Trough channel preferably concentric around the center of the piston extends 360 °.
  • a uniform distribution of the injected fuel can take place and use by forming a swirl a homogenization of the fuel-air mixture. It is preferred if such a cone angle of the injection radiation is in a range between 78 ° and 83 °, preferably around 80 °.
  • the injection nozzle is parallel to the cylinder axis and in particular coincides with this. If the injection nozzle is arranged slightly angled in the cylinder head, this may result in a certain change in the described conical region for the injection jets. This shift results from the idea of being able to achieve the most uniform possible distribution of the fuel in the cylinder using the local flow conditions.
  • the inlet and the outlet valve each have an angle of inclination between a valve axis and a cylinder axis, which are each in a range between 20 ° and 30 °.
  • the inclination angle has a range between 23 ° and 26 °, in particular, the inclination angle is about 24.5 °.
  • an injector thickness of an injection of less than 2 cm is present, in particular preferably of approximately 14 mm.
  • a valve seat diameter is provided which is between 20 mm, in particular 31 mm to 37 mm, wherein preferably a range between 33 and 36 mm, particularly preferably 34 mm.
  • the diameter is different for particular different displacement as well as bore diameter of the cylinder.
  • a valve seat diameter is preferably 31 mm to 37 mm.
  • a further embodiment provides, for example, that the inlet and the outlet valve have the same angle of inclination.
  • a further embodiment also provides that, for example, the valve seat diameter of the inlet and the outlet valve is at least approximately equal.
  • the arrangement of the valves as well as the channel guide allows a rotationally symmetrical design of the combustion chamber, whereby a particularly preferred even homogenization can take place when forming a matched swirl flow in the combustion chamber.
  • the individual inlet channel in the cylinder head is designed as a filling channel.
  • the inlet channel is formed with the lowest possible flow resistance.
  • the inlet channel in this case preferably has a diameter between 25 mm and 31 mm, particularly preferably with a displacement of about 0.2 liters. Is the displacement larger or smaller, so that the diameter can be larger or smaller.
  • a method for diesel engine combustion in an internal combustion engine having one or more cylinders is proposed, each having a displacement of at most 250 cm 3 .
  • Each cylinder is associated with a single inlet and a single outlet valve, which are preferably operated for gas exchange using a variable valve lift and for generating a variable swirl in a swirl-shape along a circumferential piston recess in a piston head into which a conically spanned fuel injection from an at least approximately centrally arranged in a cylinder head injection device takes place.
  • the method is carried out with the diesel internal combustion engine described above.
  • the method provides for a swirl, preferably a swirl vortex, to be guided along the piston recess and to rotate during a piston movement in the direction of a top dead center along a conical boundary of the combustion chamber formed by the cylinder head.
  • a further embodiment provides that at least approximately in an upper dead position of the piston, an injection jet enters the piston recess and impinges on the bottom thereof, wherein the bottom in cross-sectional view, for example, the shape of a Muldenellipse along which the injection jet by a rotating swirl vortex is homogenized to a fuel-air mixture.
  • the swirl vortex rotates about a dome extending from the piston head in the direction of the cylinder head cover, wherein the dome causes a displacement in a region around the injection in the direction of the piston crown when approaching the cylinder head cover.
  • the calotte extending from the piston crown preferably interacts with the conical shape which forms the upper boundary in the cylinder head for the combustion chamber.
  • FIG. 1 is a first schematic view of a possible embodiment of a cylinder of the proposed diesel internal combustion engine
  • FIG. 2 shows a second illustration of the cylinder of FIG. 1 with exemplary swirl flow
  • Fig. 3 in top view a boundary view with respect to an achievable
  • FIG. 4 shows in the upper illustration a dependency of a peak cylinder pressure on the specific power for a given configuration of a compression ratio of 15: 1 and a specific, related to the displacement hydraulic flow, wherein in the figure below for the different motors of FIG Figure 3 shows a peak pressure requirement versus weight.
  • Fig. 5 shows a further possible embodiment of a piston crown geometry, shown as a schematic view of a half.
  • Fig. 1 shows a schematic view of a section of a diesel internal combustion engine 1. Shown is a cylinder 2, which has a displacement of up to 250 m 3 . The displacement is to be understood as the displacement which lies in the cylinder between top dead center OT and bottom dead center UT.
  • a combustion chamber 3 is bounded at the top by the cylinder head 4, down through a piston 5.
  • the cylinder head 4 has a boundary 6 for the combustion chamber 3 as a conical shape.
  • the conical shape is preferably completely rotationally symmetrical and thus forms in cross sections perpendicular to a cylinder axis 7 at least approximately circular cross-sectional areas.
  • the piston 5 has a piston recess 8.
  • the piston 5 preferably has, for example, a flat edge surface 9 with a width B. This is preferably between 2 and 5 mm, preferably 3 mm. From the edge surface 9, the surface of the piston 5 lowers, thereby forming the piston recess 8.
  • a depression as well as a subsequent increase in the piston recess may for example have a radius R1, which is preferably between 40 and 46 mm.
  • the radius R1 can transition to a second radius R2.
  • the second radius describes the shape of a hill 10. This can be dome-shaped.
  • the piston recess 8 preferably extends in the circumferential direction in a symmetrical cross-sectional configuration.
  • an injection 11 is provided by means of an injection device, which likewise extends along the cylinder axis 7.
  • An injection valve of the injection 11 has injection jets 12 which form a cone angle ⁇ of the injection jets 12.
  • the injection jets 12 are preferably aligned so that they can impinge on the bottom of the piston recess 8.
  • the cone angle ⁇ of the injection jets 12 is designed so that a lower Muldenellipse the piston recess 8 is made centrally in the top dead center.
  • a cone angle ⁇ of about 80 ° is provided for this purpose.
  • an inlet valve 13 and an outlet valve 14 are provided.
  • the intake valve 13 has an inclination angle ⁇ E with respect to the cylinder axis 7
  • the exhaust valve 14 has an inclination angle ⁇ A relative to the cylinder axis 7.
  • both inclination angles ⁇ E and ⁇ A are the same. They are preferably about 24.5 °.
  • the inclination angle can also be different.
  • the inclination angle ⁇ E may be greater than the inclination angle ⁇ A, or vice versa.
  • a valve seat diameter D in turn of inlet or outlet valve is preferably 34 mm.
  • the cylinder 2 may further have a variable valve drive 17, which is indicated only schematically.
  • the variable valve train is actuated, for example via an engine control 18, whereby the timing of intake and / or exhaust valve 13, 14 can be adapted to different situations.
  • the inlet valve 13 preferably has a phase 21 on the associated valve seat. If, for example, the inlet valve 13 is not raised completely, but only slightly, a swirl inflow can be achieved via this phase 21, which adjusts itself rotatingly about the cylinder axis 7. In this way, with appropriate injection, a particular homogenization of the fuel-air mixture to be burned done, since the free jets from the injection 11 with their free jet lengths along a circumference of the injection cone viewed at least approximately identical.
  • the principle of downsizing proposed in this diesel internal combustion engine 1 thus makes use, on the one hand, of a special symmetry formation of a flow and, on the other hand, of a jet length which is directed in particular to the trough.
  • the elevation 10 is provided next to the trough, so that in this way a displacement of between 100 and 250 m 3 can preferably be set for the proposed diesel internal combustion engine.
  • a cross-sectional area of the piston 5 along the edge surface 9 perpendicular to the cylinder axis 7 about at least 55% to about 75%, preferably at least about 80% of the surface formed as a piston recess 8 projected on this cross-sectional area, while the surface of the hill 10 projected on the cross-sectional area is preferably between 5 to 35%.
  • the injection jets which in this case form a cone angle, can in this case be produced by means of a hole nozzle which generates a corresponding cone.
  • the formation of a swirl vortex as shown, for example, is supported by an eccentric seat.
  • a swirl-induced flow can be adjusted for small valve strokes, by means of the choice of the inclination of the respective valve, a filling of the combustion chamber on the one hand and on the other via the seat design generating a swirl and total thus a directed homogeneous flow as shown.
  • FIG. 3 and FIG. 4 show a relationship by means of which a downsizing for use in the vehicle sector for the proposed diesel internal combustion engine proves to be advantageous and also executable. This is shown by means of different displacement sizes, which are exemplified as 3I, 2,2I-1, 61, 1, 21 and 0.81-displacement engines.
  • the CO 2 values in the NEDC were calculated for a constant characteristic cw * A (drag coefficient x vehicle front surface) of 0.7 as a function of the flywheel mass class.
  • the engines are based on a 3.0-liter 6-cylinder, 2.2-liter 4-cylinder, 1, 6-liter 4-cylinder, 1, 2-liter 3-cylinder and 0.8-liter 2-cylinder.
  • FIG. 3 To illustrate the required specific performances of different degrees of downsizing, the required specific performances of the engines considered here for an assumed mean nominal power of different weight classes are shown in FIG. 3 at the bottom left.
  • a 0.8-liter engine comes with this specification already from 1000 kg to 75 kW / L, a 1.2-liter engine from 1.300 kg, while both a 1.6-liter and 2.2-liter Motor in the entire range below 82 kW / L are.
  • the depictability of high specific power is linked to the thermal and mechanical load capacity of the engine.
  • the latter is shown in Fig. 4, top right.
  • 80 kW / L can be represented with a combustion peak pressure of 190 bar.
  • This information can be linked to the specific performance required resulting peak pressure for the different engines, the peak pressure requirements are shown as a function of the weight, cf. Fig. 4 bottom right.
  • the 0.8-liter engine reaches a required peak pressure of more than 180 bar from as little as 1000 kg.
  • a 1, 2-liter engine could be used up to 1400 kg and a required peak pressure of 200 bar.
  • the 1, 6 and 2.2 liter engines are to be used throughout the range considered when the 1.6-liter engine is jerk-proof up to 200 bar.
  • FIG. 5 shows a further possible embodiment of a piston crown which, according to a development, extends at least approximately rotationally symmetrically about a cylinder axis.
  • the piston crown has a circumferential depression whose center of gravity is displaced in the direction of the piston edge: a lowest point of the depression is arranged closer to the piston edge than to the center of the piston.
  • a bowl wall close to the piston rim drops much steeper than a bowl wall arranged nearer to the center of the piston, which extends in a tilting manner from an elevation arranged in the center of the piston in the direction of the piston edge.
  • the trough wall close to the edge preferably falls off at least approximately vertically, and according to one embodiment may even form an indentation here.
  • the piston crown is rounded over to a lowest point of the trough bottom, from where the trough bottom rises again in the direction of the hill.
  • the piston crown can interact with an injection in such a way that different beam deflections can be made possible. Different possibilities are represented schematically by different courses.
  • an injection jet can be redirected as a gaseous form or as a still liquid fuel, for example in the form of drops.
  • an injection jet itself can have a circumferential component pointing in the circumferential direction without a lateral directional component and according to another embodiment.
  • the injection may be such that the injection jet first contacts the hollow bottom and is deflected by the latter, before the fuel then also changes its circumferential direction component due to the deflection. In this way, for example, an improved homogenization can take place.
  • a supplementary or alternative drive use may be borrowed lent.
  • a supplementary or alternative drive use may be borrowed lent.
  • more and more "plug-in hybrid" concepts are currently being discussed with small internal combustion engines as range extenders.
  • the proposed diesel internal combustion engine for example, as a small and inexpensive diesel engine with, for example, more than 2 cylinders and Einzelhubvolumina between 200 and 250 cem can be used as an efficient range extender. These motors can be consistently designed for use in a narrow speed and load range and optimized in terms of fuel consumption and emissions.
  • motorcycles or other light vehicles especially in emerging countries with diesel engines are used, since they allow high efficiency.
  • the principle of the diesel internal combustion engine can also be used, as proposed, for example in a generator which is driven by means of the proposed diesel internal combustion engine.
  • a single cylinder is used.
  • it can also be multi-cylinder solutions.
  • the principle can also find application in hybrid engines. It is also possible to use implements, in particular, for example, chainsaws, hand tools or other with the proposed diesel internal combustion engine.

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Diesel-Verbrennungskraftmaschine, die zumindest einen oder mehrere Zylinder (2) aufweist, die jeweils einen Hubraum von ungefähr höchstens 250 ccm, bevorzugt von weniger als 250 ccm aufweisen, wobei ein Zylinder (2) eine Begrenzung eines Brennraums (3) in Kegelform durch einen Zylinderkopf (4) der Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) aufweist, eine Einspritzung (11) hat, die zumindest annähernd zentral und mittig in der Kegelform angeordnet ist, einen Kolben (5) mit einer Kolbenmulde (8) aufweist, eine Einlassventil- und -kanalanordnung und -geometrie zur Erzeugung eines Swirls in dem Brennraum (3) des Zylinders (2), und mit jeweils einem einzelnen Einlass- und Auslassventil (13, 14) versehen ist, wobei das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) einander gegenüberliegend im Zylinderkopf (4) angeordnet sind. Des Weiteren wird ein dieselmotorisches Verbrennungsverfahren für einen kleinen Hubraum vorgeschlagen.

Description

Kleiner direkt-einspritzender Dieselmotor
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Diesel-Verbrennungskraftmaschine mit einem Hubraum je Zylinder von ungefähr höchstens 250 cm3 sowie ein entsprechendes Verfahren zur dieselmotorischen Verbrennung bei einer Verbrennungskraftmaschine mit zumindest einem Zylinder mit einem Hubraum von höchstens 250 cm3.
Noch strengere Anforderungen an das Abgasverhalten von Verbrennungskraftmaschinen insbesondere bei Fahrzeugen wie andererseits höhere Kosten in Bezug auf den Betrieb von Kraftfahrzeugen führen dazu, eine Vielzahl an unterschiedlichen Möglichkeiten auszuloten, wie einerseits Kosten beim Betrieb einer Verbrennungskraftmaschine reduziert und andererseits ein den immer strenger werdenden Auflagen gerechter Betrieb einer Verbrennungskraftmaschine ermöglicht werden kann.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Verbrennungskraftmaschine zu schaffen, die einerseits den insbesondere erhöhten CO2-Em issionsgrenzwerten gemäß der aktuellen und zukünftigen EU-Richtlinie gerecht wird, andererseits ein Einsparungspotential bezüglich Treibstoff bietet, wobei eine derartige Verbrennungskraftmaschine trotzdem einsetzbar ist, bevorzugt in Fahrzeugen.
Diese Aufgabe wird mit einer Diesel-Verbrennungskraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie mit einem Verfahren zur dieselmotorischen Verbrennung mit den Merkmalen des Anspruchs 15 gelöst. Vorteilhafte Anwendungen sind in den weiteren Ansprüchen angegeben. Die nachfolgenden, anhand einzelner Ausgestaltungen dargestell- ten Merkmale sind nicht auf diese jeweilige Ausgestaltung beschränkt. Vielmehr können ein oder mehrere Merkmale von einer oder mehreren Ausgestaltungen auch miteinander zu Weiterbildungen verknüpft werden.
Es wird eine Diesel-Verbrennungskraftmaschine vorgeschlagen, die zumindest einen oder mehrere Zylinder aufweist, die jeweils einen Hubraum von ungefähr höchstens 250 cm3, bevorzugt von weniger als 250 cm3 aufweisen, wobei ein Zylinder eine Begrenzung eines Brennraums in Kegelform durch einen Zylinderkopf der Diesel-Verbrennungskraftmaschine aufweist, eine Einspritzung hat, die zumindest annähernd zentral und mittig in der Kegelform angeordnet ist, einen Kolben mit einer Kolbenmulde aufweist, eine Einlassventil- und Kanalanordnung und -geometrie zur Erzeugung eines Dralls in einem Brennraum des Zylinders hat, und mit jeweils einem einzelnen Einlass- und Auslassventil versehen ist, wobei das Ein- lass- und das Auslassventil einander gegenüberliegend im Zylinderkopf angeordnet sind.
Der vorgeschlagene Ansatz für eine Diesel-Verbrennungskraftmaschine verfolgt das Prinzip des Downsizing in konsequenter Weise für das Dieselbrennverfahren weiter, wobei die vorgeschlagene Form des Hubraums ermöglicht, durch eine Homogenisierung des Kraft- stoff-Luft-Gemisches eine äußerst effiziente Energieumsetzung einerseits und andererseits eine geringe CO2-Emission bewirken zu können. So kann beispielsweise eine vorgeschlagene Diesel-Verbrennungskraftmaschine als Einzylinder eingesetzt werden. Es besteht ebenfalls die Möglichkeit, einen ungefähr einen Liter Hubraum großen Motor herzustellen, der als Diesel-Verbrennungskraftmaschine gemäß des Vorschlags mit vier oder mehr Zylindern mit jeweils bis zu 250 cm3 ausgestattet ist. So kann beispielsweise auch auf diese Weise ein Sechszylinder-Motor mit einer derartigen Diesel- Verbrennungskraftmaschine gebildet werden, der einen Gesamthubraum von etwa 1 , 5 Liter aufweist. Eine weitere Ausgestaltung sieht beispielsweise die Verwendung von Zweioder Dreizylindern mit jeweiligen Hubräumen von ungefähr höchstens 250 cm3 vor. Eine Anwendung der vorgeschlagenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine kann den Bereich der Zweiradfahrzeuge betreffen. So kann beispielsweise eine vorgeschlagene Diesel- Verbrennungskraftmaschine in einem Motorrad eingesetzt werden. Eine weitere Ausgestaltung sieht vor, dass die Diesel-Verbrennungskraftmaschine als sogenannter Range- Extender eingesetzt wird. Hierbei unterstützt eine derartige Diesel- Verbrennungskraftmaschine ein Hybrid-Fahrzeug oder auch ein reines Elektrofahrzeug. Die Diesel-Verbrennungskraftmaschine wird dann eingesetzt, wenn eine erhöhte Kilometerleistung verlangt wird, andererseits ein Akkumulatorladezustand diesen nicht decken kann. Der Range-Extender ist sodann in der Lage, die notwendige Energie zum weiteren Betrieb des Fahrzeugs, insbesondere Kraftfahrzeuges zu liefern. Die Energie kann ent- weder dem Akkumulator direkt zugeführt werden oder aber die Diesel- Verbrennungskraftmaschine ist in der Lage, ein Drehmoment an die Antriebswelle des Kraftfahrzeuges übertragen zu können. Weitere Anwendungen der vorgeschlagenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine können im Bereich von kleinen Fahrzeugen bestehen, beispielsweise Rasenmähern, Streufahrzeugen, Skijets oder auch Wasserjets, kleinen wassergebundenen Fahrzeugen wie auch luftgeführte Fahrzeuge. Die vorgeschlagene Diesel-Verbrennungskraftmaschine weist einen Aufbau auf, bei der bevorzugt die Kegelform im Zylinderkopf durchgängig ist. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Kegelform im Zylinderkopf als Begrenzung des Brennraums vollständig rotationssymmetrisch ausgelegt ist. Unterbrochen werden kann die Kegelform zum Beispiel durch die Einspritzung wie aber auch durch das Einlass- und das Auslassventil. Bevorzugt ist es hierbei, dass das Einlass- wie auch das Auslassventil möglichst bündig im Schließzustand mit der Kegelform abschließen. Gemäß einer Ausgestaltung kann hierbei vorgesehen sein, dass ein Ventilteller eine zur Kegelform entsprechende Wölbung aufweist, so dass bei geschlossenem Ventil ein glatter Übergang von dem Zylinderkopf über den Ven- tilsitzrand zur Ventilaußenfläche erfolgt, die entsprechend der Kegelform angepasst gerundet ist. Hierfür wird das Ventil so gehalten, dass eine Drehung um eine Ventillängsachse unterbunden bleibt. Gemäß einer anderen Ausgestaltung wird das Ventil so gehalten, dass es sich um seine Ventillängsachse drehen kann. Bei einer derartigen Ausgestaltung weist das Ventil beispielsweise eine zum Brennraum weisende Fläche auf, die eine Eben ist. Eine andere Ausgestaltung eines Ventils weist eine gewölbte Fläche auf, die nach innen zum Brennraum hin wie auch nach außen vom Brennraum weg sich erstrecken kann. Die Kegelform kann des Weiteren im Querschnitt betrachtet im Wesentlichen durch zwei aufeinander zulaufende Geraden beschrieben werden. Die Kegelform kann jedoch auch durch zwei oder mehrere Gradabschnitte, die aneinandergereiht jeweils ei- nen Seitenquerschnitt in Kegelform ergeben und aufeinander zulaufen, geformt werden. Des Weiteren kann auch eine gerundete, insbesondere kalottenähnliche, auch kugelkalot- tenähnliche Gestaltung die Kegelform als Begrenzung des Brennraumes ergeben. Bevorzugt ist, dass die Begrenzung im Zylinderkopf möglichst rotationssymmetrisch ist.
Die Einspritzung ist bevorzugt zumindest annähernd zentral und mittig in der Kegelform des Zylinderkopfes angeordnet. Eine Achse einer Einspritzdüse der Einspritzung ist darüber hinaus bevorzugt parallel verlaufend zu einer Zylinderachse, kann insbesondere mit dieser zusammenfallen. Es besteht auch ebenfalls die Möglichkeit, dass eine Einspritzachse geneigt ist zur Zylinderachse. Bevorzugt ist hierbei, dass eine derartige Neigung jedoch geringer als 20 Grad, bevorzugt geringer als 10 Grad ist. Eine Weiterbildung der Einspritzung sieht vor, dass eine Düse mit mehreren Löchern verwendet wird. Ein Düsen- einspritzstrahl ergibt hierbei bevorzugt ausgehend von einer Einspritzachse eine Kegelform. Die Kegelform der Einspritzung kann gemäß einer Ausgestaltung annähernd übereinstimmen mit einer Kegelform der Begrenzung im Zylinderkopf. Bevorzugt ist eine Ein- spritzung angepasst an die Kolbenmulde im Kolben selbst. Wird beispielsweise eine kegelförmige Einspritzung durch Anordnung einer Düsenöffnung oder durch mehrere Düsenlöcher der Einspritzung erzeugt, ist gemäß einer Ausgestaltung vorgesehen, dass die Kolbenmulde während des Betriebes der Diesel-Verbrennungskraftmaschine in zumindest einem Betriebsbereich so positioniert wird, dass sie den jeweiligen Einspritzstrahl auf ihrem Boden aufnehmen kann. Gemäß einer weiteren Ausgestaltung ist vorgesehen, dass der Kolben mit der Kolbenmulde eine rotationssymmetrische Begrenzung des Hubraums bildet. Bevorzugt ist die Kolbenmulde eine runde, insbesondere ringförmig verlaufende Kanalgestalt auf der Kolbenoberfläche. Beispielsweise kann die Kolbenmulde achssymmetrisch sein, wobei bevorzugt die Symmetrieachse mit der Zylinderachse zusammenfällt.
Gemäß einer Ausgestaltung ist vorgesehen, dass die Kolbenmulde von einem äußeren Kolbenrand beginnend radial nach innen abfällt und zur Kolbenmitte hin wieder ansteigt. Im Querschnitt betrachtet kann insbesondere eine Geometrie der Mulde gewählt werden, die hierbei einen Radius aufweist. Ein derartiger Radius kann beispielsweise zwischen 35 mm und 50 mm liegen, bevorzugt zwischen 38 und 43 mm. Der Querschnitt der Mulde kann insbesondere auch einen hyperbelartigen Verlauf besitzen. Die Kolbenmulde kann gemäß einer weiteren Ausgestaltung unterschiedliche Steigungen entlang ihres Verlaufs im Kolben aufweisen. So können die einander gegenüberliegenden Wände der Kolbenmulde, ausgehend von einem Kolbenmuldenboden unterschiedlich geformt wie auch eine voneinander unterschiedliche Steigung aufweisen. Auch kann eine Einmuldung in dem Kolben zur Bildung eines Überhangs in einer Seite führen. Ein Kolbenmuldenboden kann gemäß einer Ausgestaltung gerundet sein. Eine andere Ausgestaltung sieht vor, dass der Kolbenmuldenboden zumindest teilweise flach ist, vorzugsweise eine um die Zylinderachse umlaufende Ebene bildet. Die Kolbenmulde kann symmetrisch sein, betrachtet entlang einer Schnittebene, die sich entlang der Zylinderachse erstreckt. Die Kolbenmulde kann aber auch entlang dieser Schnittebene näher zu einem Rand des Kolbens oder aber zu einer Mitte des Kolbens verlagert sein, symmetrisch oder unsymmetrisch. Eine weitere Ausgestaltung sieht beispielsweise vor, dass die Kolbenmulde im Bereich der Kolbenmitte eine Anhöhe aufweist, die sich insbesondere über den Kolbenrand in Richtung Zylinderkopf erhebt. Auf diese Weise trennt beispielsweise diese Anhöhe den runden, umlaufenden Kanal, der somit eine einteilige Kolbenmulde bildet, die aber entlang eines Quer- Schnitts durch den Kolben mit einer Querschnittsebene entlang der Zylinderachse eine damit zweifache Muldengeometrie entlang des Durchmessers bildet. Die Anhöhe liegt dann zwischen den beiden Muldengeometrien angeordnet und kann vorzugsweise hierbei in einem oberen Bereich abgeflacht oder auch abgerundet sein. Bevorzugt ist die Steigung der Anhöhe angepasst an die Begrenzung des Brennraumes im Zylinderkopf, be- vorzugt daher zumindest abstandsweise kegelförmig. Die Anhöhe kann in einem oberen Bereich spitz oder abgerundet zulaufen. Eine weitere Ausgestaltung sieht vor, dass die Anhöhe eine Abflachung, zum Beispiel in Form eines Plateaus, aufweist. Eine weitere Ausgestaltung der Kolbenmulde sieht vor, dass diese vom äußeren Kolbenrand her abfällt, bevorzugt zumindest in einem Winkel von mehr als 70°, bezogen auf eine Horizontale. Der Winkel kann auch zumindest annähernd 90° betragen. Gemäß einer wei- teren Ausgestaltung kann sich dieser auch beim Abfallen zum Muldenboden hin ändern. Beispielswiese kann der seitliche Muldenabfall auch einen Winkelbereich aufweisen, der größer als 90° ist und eine Einbuchtung in der stark abfallenden Muldenwand bildet. Bevorzugt steigt der Muldenboden dann in einem Winkel zur Mitte des Kolbens wieder an, der sehr viel flacher ist als der abfallende Winkel nahe des Kolbenrandes. Hier geht die Mulde bevorzugt über in eine Anhöhe, die beispielsweise zumindest sich in etwa auf Höhe des Kolbenrands, bevorzugt sich oberhalb des Kolbenrands erstreckt. Auf diese Wiese kann insbesondere eine Muldengeometrie geschaffen werden, die bevorzugt zumindest annähernd rotationssymmetrisch ist. Eine tiefste Stelle des Kolbenbodens ist beispielsweise näher zum Kolbenrand denn zur Kolbenmitte angeordnet. Bevorzugt ist die tiefste Stelle in einem Bereich angeordnet, der bis etwa 1/3 Radius Abstand vom Kolbenrand beträgt, bevorzugt in einem Bereich, der bis etwa % Radius Abstand vom Kolbenrand beträgt. Gemäß einer Weiterbildung steigt der Kolbenboden sodann an, wobei er dabei bevorzugt gerundet ist, weiter bevorzugt hierbei einen Steigungswechsel vollzieht, insbesondere einen Wendepunkt in der Steigung aufweist, so dass zur Mitte des Kolbens der Kolbenboden zwar weiter ansteigt, die Steigung jedoch geringer ist. Eine maximale Höhe weist der Kolbenboden bevorzugt auf der Annhöhe auf, kann diese aber auch am Kolbenrand aufweisen. Bevorzugt weist der ansteigende Kolbenboden einen virtuellen Schnittpunkt mit einer Horizontalen und damit Senkrechten auf der Zylinderachse auf, die entlang des Kolbenrands verläuft, wobei der Schnittpunkt bevorzugt in einem Bereich ange- ordnet ist, der weniger als die 4/7 Radius von der Kolbenmitte aus betrachtet beträgt, bevorzugt weniger als ΛΛ Radius von der Kolbenmitte aus, bevorzugt in einem Bereich zwischen 4/7 Radius und % Radius von der Kolbenmitte aus, weiter bevorzugt in einem Bereich !4 Radius bis % Radius von der Kolbenmitte aus. Bevorzugt ist des Weiteren, dass die Kolbenmulde zumindest sich um die Kolbenachse um 360° herum erstreckt. Bevor- zugt ist die Kolbenmulde dabei durchgehend, vorzugsweise sogar rotationssymmetrisch ausgebildet.
Die Kolbenmulde kann im übrigen gemäß einer Ausgestaltung auch eine durchgehende, achsensymmetrische Form aufweisen, vorzugsweise ovalförmig sein. Sie kann des Weite- ren auch nur abschnittsweise rund sein und kurze Abschnitte aufweisen, die annähern gerade verlaufen. Auch besteht die Möglichkeit, dass eine größte Tiefe der Kolbenmulde, bezogen auf einen Querschnitt durch die Kolbenmulde, sich ändert. So kann der Kolben- boden sich ebenfalls entlang seiner rotierenden Erstreckung ändern, zum Beispiel ansteigen und auch wieder abfallen. Auch kann eine dem Kolben und bevorzugt der Kolbenmulde gegenüberliegende Geometrie des Zylinderkopfs an den Verlauf der Kolbenmulde angepasst sein. So kann zum Beispiel eine Brennkammerwand im Zylinderkopf nicht nur rundförmig sondern ebenfalls auch ovalförmig im Querschnitt verlaufen.
Ein Kraftstoffstrahl wird bei einer Muldenform, die einen Schwerpunkt in Richtung des Kolbenrands aufweist, beispielsweise derart eingespritzt, dass er vom Muldenboden, vorzugsweise vom Muldenrand wieder nach oben und vorzugsweise mit einer Richtung auch in Brennraum-Mitte abgelenkt wird. Ist der Kraftstoff schon vorher zumindest teilweise verdampft, wird ein entsprechender verdampfter Kraftstoffstrom entsprechend umgelenkt. Beispielsweise kann hiefür ein am Kolbenrand angeordneter Muldenboden bzw. Muldenwand eine Einbuchtung aufweisen, die eine Umlenkung eines in die Mulde eingetretenen Kraftstoffstroms nach oben in Richtung Kolbenmitte bewirkt.
Bevorzugt wird ein Drall erzeugt, der einen Rotationsanteil aufweist, der um die Zylinderlängsachse herum verläuft. Eine Ausgestaltung sieht vor, dass der Rotationsanteil um die Zylinderlängsachse als Hauptströmung in der Brennkammer induziert wird. Insbesondere kann ein Wirbel in Form eines Swirl erzeugt werden. Es besteht aber ebenfalls die Mög- lichkeit, dass der erzeugte Drall einen Anteil aufweist, der eine andere Rotationsrichtung besitzt. So kann beispielsweise die Rotationsrichtung an eine Ausrichtung der Einspritzung, insbesondere einer Neigung der Einspritzung und/oder einer Form und Ausrichtung der Mulde im Kolben angepasst sein.
Des Weiteren ist vorgesehen, dass zur Erzeugung eines Dralls, insbesondere eines
Swirls bevorzugt ein exzentrischer Sitz des Einlassventils vorgesehen ist. Dadurch kann eine Sitzdrallphase gebildet werden, so dass bei einem kleinen Ventilhub schon eine drallindizierte Strömung erzeugt werden kann. Eine Unterstützung eines Dralls, insbesondere eines Swirls und insbesondere eines Befüllungsgrades wird bevorzugt dadurch erzielt, dass eine Einlasskanalanordnung möglichst ohne Krümmung, insbesondere ohne Ausführung als Spiralkanal vorhanden ist. Eine Geometrie des Kanals sieht hierbei vor, dass möglichst keine Störungen und insbesondere Winkelverläufe vorgesehen sind, die eine andere als die angestrebte Drall-, insbesondere Swirlströmung erzeugen. Bevorzugt ist daher eine in etwa geradlinige Zuführung des Einlasskanals zum Einlassventil im ZyMn- derkopf. Eine Unterstützung einer Swirlbildung kann weiterhin dadurch beispielsweise erfolgen, dass Strömungseinrichtungen, zum Beispiel ein bevorzugt verstellbares Strömungsleitblech vorhanden ist. Auch kann der Einlasskanal beispielsweise unterteilt sein. Des Weiteren ist vorgesehen, dass das jeweils einzelne Einlass- und Auslassventil gemäß einer Ausgestaltung bevorzugt mittels einer einzelnen Nockenwelle angetrieben werden kann. Eine andere Ausgestaltung sieht vor, dass zwei Nockenwellen eingesetzt werden, wobei die eine Nockenwelle das jeweilige Einlassventil eines oder mehrerer Zylinder und die andere Nockenwelle das jeweilige Auslassventil des oder der Zylinder treibt. Andere Antriebe für ein oder mehrere Ventile sind ebenfalls einsetzbar. Beispielsweise kann eine Ventilhubverstellung vorgesehen sein. Hierzu kann die Nockenwelle entweder selbst eine entsprechende Vorrichtung zur Hubveränderung aufweisen. Auch be- steht die Möglichkeit, dass eine Nockenwellenlagerung eine derartige Änderung des Ventilhubs ermöglicht, zum Beispiel durch eine exzentrische Verstellung der Lage. Darüber hinaus kann ebenfalls vorgesehen sein, dass das Ventil selbst in der Lage ist, unterschiedliche Ventilhübe durch Änderung der Ventillänge ermöglichen zu können. Daneben besteht die Möglichkeit, elektromagnetische oder sonstige Antriebe zu verwenden, die eine freie Steuerung des Ventilhubs unabhängig von der zwingenden Vorgabe einer Umdrehung einer Kurbelwelle ermöglichen können. Hierbei findet beispielsweise Berücksichtigung, dass ein Freigang aufgrund der Neigung der Ventile vorgesehen sein muss .Mittels eines variablen Ventiltriebs ist insbesondere eine Änderung des Ventilhubes über den Drehzahlbereich der Diesel-Verbrennungskraftmaschine vorgesehen. So kann bei- spielsweise lastabhängig ein unterschiedlicher Ventilhub am Einlass wie aber auch beispielsweise zusätzlich oder alternativ am Auslassventil vorgesehen werden. Auch besteht die Möglichkeit, mittels eines variablen Ventiltriebes eine Anpassung der Ventilsteuerzeiten an eine Veränderung der Einspritzung Richtung früh oder spät ermöglichen zu können. Dieses kann durch eine entsprechende Motorsteuerung bzw. Ventilsteuerung erfol- gen. Auch besteht die Möglichkeit, mittels einer variablen Ventiltriebsteuerung Überschneidungen von Öffnungszeiten von Ein- und Auslassventil so zu legen, dass beispielsweise eine interne Abgasrückführung ermöglicht wird.
Gemäß einer Ausgestaltung ist beispielsweise vorgesehen, dass die Diesel- Verbrennungskraftmaschine luftgekühlt ist. Hierzu wird beispielsweise zusätzlich eine Ölzuführung zum Schmieren miteingesetzt, die Wärme aufnimmt und abführt und über einen geeigneten Kühler sodann abgeben kann. Eine weitere Kühlung des Zylinderkopfes beziehungsweise des Motorblocks, in dem der eine oder mehrere Zylinder angeordnet sind, erfolgt ansonsten beispielsweise über entsprechende Kühlluftzuführungen. Eine an- dere Ausgestaltung sieht vor, dass ein oder mehrere Kühlmittelströme durch die Diesel- Verbrennungskraftmaschine geführt werden. Diese können mit einem Ölkreislauf gekoppelt sein und diesen ebenfalls kühlen. Bevorzugt wird hierbei vorgesehen, dass ein oder mehrere Wärmetauscher vorgesehen sind, die beispielsweise mittels zusätzlicher Luftzuführungen durch ein oder mehrere Ventilatoren eine Abfuhr der notwendigen Wärme ermöglichen. Ein Kühlkreislauf der Diesel-Verbrennungskraftmaschine kann auch geteilt ausgeführt sein. Ein erster Teil einer Kühlflüssigkeit umströmt hierbei beispielsweise aus- schließlich den Zylinderkopf, während ein zweiter Teil beispielsweise ausschließlich den Motorblock umströmt. Beide Kühlströme können sodann wieder verbunden und gemeinsam abgekühlt werden. Auch besteht die Möglichkeit, geteilte Kühlkreisläufe vorzusehen wie auch Schalter, die beispielsweise thermisch oder aber durch Ansteuerungsimpulse gesteuert werden, mittels denen ein Kühlkreislauf aktiviert oder unterbrochen werden kann, insbesondere Teilkreisläufe aktiviert oder unterbrochen werden können.
Die Diesel-Verbrennungskraftmaschine kann zusätzliche passive Kühleinrichtungen wie beispielsweise Kühlfinnen aufweisen, insbesondere in der Nähe des Zylinderkopfes wie auch in der Nähe jedes Zylinders. Als Material für die Diesel-Verbrennungskraftmaschine kann beispielsweise eine Leichtmetall-Legierung, bevorzugt eine AlMg-Legierung, Vermi- cularguss, Gusseisen, insbesondere Sphäroguss wie auch für verschiedene Bauteile wie beispielsweise Zylinderkopf, Kurbelgehäuse, Ölwanne und eventuelle Anbauteile unterschiedliche Materialien eingesetzt werden.
Die Diesel-Verbrennungskraftmaschine weist des Weiteren bevorzugt eine Common-Rail- Vorrichtung auf, über die mehrere Zylinder miteinander verbunden und mit Dieseltreibstoff versorgt werden können oder aber auch nur ein einzelner Zylinder betrieben werden kann. Die Common-Rail-Einspritzung ist bevorzugt zweistufig. Sie kann jedoch auch in anderer Weise ausgeführt sein. Darüber hinaus besteht die Möglichkeit, dass je Zylinder eine einzelne Einspritzpumpe vorgesehen ist. Insbesondere bei Verwendung von nur ein oder zwei beziehungsweise drei Zylindern kann eine Einspritzpumpe direkt am Zylinderkopf für jeden Zylinder vorgesehen sein.
Eine weitere Ausgestaltung sieht eine Diesel-Verbrennungskraftmaschine vor, bei der Einspritzstrahlen der Einspritzung einen Kegelwinkel bilden, der zwischen 70° und 90° liegt, bezogen auf eine Achse durch eine Einspritzdüse der Einspritzung. Bevorzugt wird eine derartige kegelwinklige Einspritzung mit einer Muldengeometrie derart gekoppelt, dass die Einspritzstrahlen auf einen Boden der Kolbenmulde auftreffen, wenn der Kolben sich im Zylinder bewegt. Bevorzugt ist es hierbei, dass die Einspritzstrahlen annähernd mittig auf den jeweiligen Boden der Kolbenmulde auftreffen, insbesondere, wenn der Kolben sich zumindest annähernd in OT-Stellung befindet. Bevorzugt wird die Kegelform der Einspritzstrahlen kombiniert mit einer Kolbenmulde wie oben beschrieben, bei der ein Muldenkanal sich um den Mittelpunkt des Kolbens bevorzugt konzentrisch um 360° erstreckt. Auf diese Weise kann eine gleichmäßige Verteilung des eingespritzten Treibstoffs erfolgen und durch Ausbildung eines Swirls eine Homogenisierung des Kraftstoff- Luftgemisches einsetzen. Bevorzugt ist, wenn ein derartiger Kegelwinkel der Einspritz- strahlen in einem Bereich zwischen 78° und 83°, bevorzugt um die 80° liegt. Hierbei wird davon ausgegangen, dass die Einspritzdüse parallel zur Zylinderachse verläuft und insbesondere mit dieser übereinstimmt. Ist die Einspritzdüse leicht winklig im Zylinderkopf angeordnet, kann sich dadurch eine gewisse Änderung des beschriebenen kegeligen Bereichs für die Einspritzstrahlen ergeben. Diese Verschiebung ergibt sich in Anlehnung daran, eine möglichst gleichmäßige Verteilung des Kraftstoffes im Zylinder unter Nutzung der dortigen Strömungsverhältnisse erzielen zu können.
Bevorzugt ist des Weiteren, wenn das Einlass- und das Auslassventil jeweils einen Neigungswinkel zwischen einer Ventilachse und einer Zylinderachse aufweisen, die jeweils in einem Bereich zwischen 20° und 30° liegen. Bevorzugt weist der Neigungswinkel einen Bereich zwischen 23° und 26° auf, insbesondere ist der Neigungswinkel um die 24,5° groß. Mit einer derartigen Anordnung kann zum einen eine trotzdem steife Zylinderkopfkonstruktion ermöglicht werden. So wird beispielsweise während des Verbrennungsvorgangs ein Brennrauminnendruck von 200 bar und mehr möglich, der durch entsprechende Versteifung des Zylinderkopfes aufgefangen werden kann. Die Anordnung der Ventilachsen ermöglicht, dass eine derartig steife Konstruktion und Sicherung der kegelförmigen Begrenzung des Brennraums ermöglicht wird. Bevorzugt ist hierbei, dass eine Injektordicke einer Einspritzung von weniger als 2 cm vorliegt, insbesondere bevorzugt von ungefähr 14 mm. Des Weiteren wird bevorzugt, wenn im Zylinderkopf für das Einlass- und das Auslassventil jeweils ein Ventilsitzdurchmesser vorgesehen ist, der zwischen 20 mm, insbesondere 31 mm bis 37 mm beträgt, wobei bevorzugt ein Bereich zwischen 33 und 36 mm ist, besonders bevorzugt 34 mm. Der Durchmesser ist unterschiedlich für insbesondere unterschiedliche Hubräume wie auch Bohrungsdurchmesser des Zylinders. So beträgt beispielsweise bei einem Hubraum von 200 ccm und einem Bohrungsdurchmesser von 63 mm ein Ventilsitzdurchmesser bevorzugt 31 mm bis 37 mm. Eine weitere Ausgestaltung sieht beispielsweise vor, dass das Einlass- und das Auslassventil den gleichen Neigungswinkel aufweisen. Eine weitere Ausgestaltung sieht darüber hinaus vor, dass beispielsweise der Ventilsitzdurchmesser des Einlass- und des Auslassventils zumindest annähernd gleich ist. Die Anordnung der Ventile wie auch der Kanalführung erlaubt eine rotationssymmetrische Ausgestaltung des Brennraumes, wodurch bei Bildung einer daran angepassten Drall -Strömung im Brennraum eine besonders bevorzugt gleichmäßige Homogenisierung erfolgen kann. Eine Weiterbildung sieht vor, dass der einzelne Einlasskanal im Zylinderkopf als Füllungskanal ausgeführt ist. Hierbei wird der Einlasskanal mit einem möglichst geringen Strömungswiderstand ausgebildet. Der Einlasskanal hat hierbei bevorzugt einen Durchmesser zwischen 25 mm und 31 mm, insbesondere bevorzugt bei einem Hubraum von ungefähr 0,2 Litern. Ist der Hubraum größer oder kleiner, kann damit der Durchmesser grösser bzw. kleiner werden.
Gemäß einem weiteren Gedanken der Erfindung wird ein Verfahren zur dieselmotorischen Verbrennung bei einer Verbrennungskraftmaschine mit ein oder mehreren Zylin- dem vorgeschlagen, die jeweils einen Hubraum von höchstens 250 cm3 aufweisen. Jedem Zylinder ist ein einzelnes Einlass- und ein einzelnes Auslassventil zugeordnet, die zum Gaswechsel bevorzugt unter Nutzung eines variablen Ventilhubs betätigt werden und zur Erzeugung eines variablen Dralls bevorzugt in Swirl-Form entlang einer rundumlaufenden Kolbenmulde in einem Kolbenboden, in die hinein eine kegelförmig aufgespannte Kraftstoffeinspritzung aus einer zumindest annähernd mittig in einem Zylinderkopf angeordneten Einspritzvorrichtung erfolgt. Bevorzugt wird das Verfahren mit der oben beschriebenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine ausgeführt. Das Verfahren sieht beispielsweise vor, dass ein Drall, bevorzugt ein Swirl-Wirbel entlang der Kolbenmulde geführt und während einer Kolbenbewegung in Richtung eines oberen Totpunktes entlang einer durch den Zylinderkopf gebildeten kegelförmigen Begrenzung des Brennraums rotierend strömt. Eine weitere Ausgestaltung sieht vor, dass zumindest annähernd in einer oberen Totstellung des Kolbens ein Einspritzstrahl in die Kolbenmulde eintritt und dabei auf deren Boden auftrifft, wobei der Boden in Querschnittsansicht beispielsweise die Form einer Muldenellipse hat, entlang der der Einspritzstrahl durch einen rotierenden Swirl- Wirbel zu einem Brennstoff-Luftgemisch homogenisiert wird. Weiterhin kann vorgesehen sein, dass der Swirl-Wirbel um eine vom Kolbenboden sich in Richtung Zylinderkopfdecke erstreckende Kalotte rotiert, wobei die Kalotte bei Annäherung an die Zylinderkopfdecke eine Verdrängung in einem Bereich um die Einspritzung in Richtung des Kolbenbodens bewirkt. Hierbei wirkt die sich vom Kolbenboden erstreckende Kalotte bevorzugt mit der Kegelform zusammen, die die obere Begrenzung im Zylinderkopf für den Brennraum bildet. Des Weiteren kann das Verfahren ein oder mehrere Ausgestaltungen der vorgeschlagenen Verbrennungskraftmaschine nutzen, wobei die jeweiligen Vorteile miteinander kombiniert werden können.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen werden in den nachfolgenden Figuren näher erläutert. Die aus den einzelnen Figuren hervorgehenden Merkmale sind jedoch nicht auf die einzelnen Ausgestaltungen beschränkt. Vielmehr können diese mit ein oder mehreren Merkmalen aus anderen Figuren wie auch aus der obigen Beschreibung zu Weiterbildungen verknüpft werden. Die aus den einzelnen Figuren hervorgehenden Merkmale sind darüber hinaus auch nicht beschränkend auszulegen, sondern dienen beispielhaft zur Erläuterung der Erfindung. Es zeigen:
Fig. 1 eine erste schematische Ansicht einer möglichen Ausgestaltung eines Zylinders der vorgeschlagenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine,
Fig. 2 eine zweite Darstellung des Zylinders aus Fig. 1 mit beispielhafter Swirl- Strömung,
Fig. 3 in oberer Darstellung eine Grenzbetrachtung hinsichtlich eines erreichbaren
CO2-Niveaus in Abhängigkeit von verschiedenen anzustrebenden Downsi- zing-Graden für Verbrennungskraftmaschinen bei Personenkraftwagen, und in der unteren Darstellung eine Betrachtung erforderlicher spezifischer
Leistungen der in der oberen Abbildung betrachteten Motoren, wobei beide Abbildungen bezogen sind auf unterschiedliche Gewichtsklassen und die Motoren mit einer angenommenen mittleren Nennleistung hierbei betrachtet werden,
Fig. 4 in der oberen Darstellung eine Abhängigkeit eines Zylinderspitzendrucks über die spezifische Leistung für eine vorgegebene Konfiguration eines Verdichtungsverhältnisses von 15:1 sowie eines spezifischen, auf den Hubraum bezogenen hydraulischen Durchflusses, wobei in der darunter darge- stellten Abbildung für die verschiedenen Motoren aus Fig. 3 ein Spitzendruckbedarf in Abhängigkeit vom Gewicht dargestellt wird.
Fig. 5 eine weiter mögliche Ausgestaltung einer Kolbenbodengeometrie, dargestellt als schematische Ansicht einer Hälfte.
Fig. 1 zeigt in schematischer Ansicht einen Ausschnitt aus einer Diesel- Verbrennungskraftmaschine 1. Dargestellt ist ein Zylinder 2, der einen Hubraum von maximal 250 m3 aufweist. Als Hubraum ist das Hubvolumen zu verstehen, welches im Zylinder zwischen oberem Totpunkt OT und unterem Totpunkt UT liegt. Ein Brennraum 3 ist nach oben hin durch den Zylinderkopf 4 begrenzt, nach unten durch einen Kolben 5. Der Zylinderkopf 4 weist eine Begrenzung 6 für den Brennraum 3 als Kegelform auf. Die Kegelform ist bevorzugt vollständig rotationssymmetrisch und bildet damit in Querschnitten senkrecht zu einer Zylinderachse 7 zumindest annähernd kreisrunde Querschnittsflächen. Der Kolben 5 weist eine Kolbenmulde 8 auf. Hierzu hat der Kolben 5 bevorzugt eine beispielsweise eben verlaufende Randfläche 9 mit einer Breite B. Diese beträgt bevorzugt zwischen 2 und 5 mm, bevorzugt 3 mm. Von der Randfläche 9 aus senkt sich die Oberflä- che des Kolbens 5 und bildet hierbei die Kolbenmulde 8. Eine Absenkung wie auch ein nachfolgender Anstieg der Kolbenmulde kann beispielsweise einen Radius R1 aufweisen, der bevorzugt zwischen 40 und 46 mm beträgt. Der Radius R1 kann in einen zweiten Radius R2 übergehen. Der zweite Radius beschreibt die Form einer Anhöhe 10. Diese kann kalottenförmig sein. Um die Anhöhe 10 herum verläuft in Umfangsrichtung bevorzugt die Kolbenmulde 8 in symmetrischer Querschnittsgebung. Auf diese Weise ist neben der Begrenzung 6 auch der Kolben 5 rotationssymmetrisch aufgebaut, wobei beide bevorzugt die gleiche Rotationsachse, nämlich die Zylinderachse 7 besitzen. Bevorzugt ist es des Weiteren, dass eine Einspritzung 11 mittels einer Einspritzvorrichtung vorgesehen ist, die ebenfalls sich entlang der Zylinderachse 7 erstreckt. Ein Einspritzventil der Einspritzung 11 weist Einspritzstrahlen 12 auf, die einen Kegelwinkel ß der Einspritzstrahlen 12 bilden. Die Einspritzstrahlen 12 sind vorzugsweise so ausgerichtet, dass sie auf den Boden der Kolbenmulde 8 auftreffen können. Insbesondere wird der Kegelwinkel ß der Einspritzstrahlen 12 so ausgelegt, dass im oberen Totpunkt eine untere Muldenellipse der Kolbenmulde 8 mittig getroffen wird. Bevorzugt wird hierfür ein Kegelwinkel ß von etwa 80° vorgesehen. Insbesondere bei frühem Einspritzbeginn ergibt sich dadurch eine sehr gute Homogenisierung im Brennraum 3. Des Weiteren sind ein Einlassventil 13 und ein Auslassventil 14 vorgesehen. Diese sperren beziehungsweise öffnen jeweils einen Einlasskanal 15 beziehungsweise Auslasskanal 16 gegenüber der Brennkammer 3. Das Einlassventil 13 weist einen Neigungswinkel α E gegenüber der Zylinderachse 7 auf, das Auslassventil 14 weist einen Neigungswinkel α A gegenüber der Zylinderachse 7 auf. Bevorzugt sind beide Neigungswinkel α E und α A gleich. Sie liegen bevorzugt bei etwa 24,5°. Die Neigungswinkel können aber auch verschieden sein. So kann der Neigungswinkel α E beispielsweise größer sein als der Neigungswinkel α A, oder umgekehrt. Ein Ventilsitzdurchmesser D wiederum von Einlass- oder Auslassventil beträgt bevorzugt 34 mm. Der Zylinder 2 kann des Weiteren über einen variablen Ventiltrieb 17 verfügen, der nur schematisch angedeutet ist. Der variable Ventiltrieb wird beispielsweise über eine Motorsteuerung 18 betätigt, wodurch die Steuerzeiten von Ein- und/oder Auslassventil 13, 14 an verschiedene Situationen angepasst werden kann.
Fig. 2 zeigt eine Einströmung 19 an Verbrennungsluft auf, die zum Beispiels mittels eines Verdichters 20 aufgeladen sein kann. Der Verdichter kann beispielsweise mechanisch, elektrisch oder in sonstiger Weise angetrieben werden. Eine Aufladung der Verbren- nungsluft kann auch durch andere Mittel bewirkt werden. Das Einlassventil 13 weist bevorzugt eine Phase 21 auf am zugehörigen Ventilsitz. Wird beispielsweise das Einlassventil 13 nicht vollständig, sondern nur ein wenig angehoben, kann über diese Phase 21 eine Swirl-Einströmung erzielt werden, die sich rotierend um die Zylinderachse 7 einstellt. Hierdurch kann bei entsprechender Einspritzung eine besondere Homogenisierung des zu verbrennenden Kraftstoff-Luft-Gemisches erfolgen, da die Freistrahlen aus der Einspritzung 11 mit ihren freien Strahllängen entlang eines Umfangs des Einspritzkegels betrachtet zumindest annähernd identisch sind.
Das bei dieser Diesel-Verbrennungskraftmaschine 1 vorgeschlagene Prinzip des Downsi- zing nutzt damit zum einen eine besondere Symmetrieausbildung einer Strömung, zum anderen eine Strahllänge, die besonders auf die Mulde gerichtet ist. Zur Erzielung einer Kompression ist neben der Mulde die Anhöhe 10 vorgesehen, so dass auf diese Weise sich ein Hubraum bevorzugt zwischen 100 und 250 m3 einstellen lässt für die vorgeschla- gene Diesel-Verbrennungskraftmaschine. Bevorzugt ist über eine Querschnittsfläche des Kolbens 5 entlang der Randfläche 9 senkrecht zur Zylinderachse 7 etwa zumindest 55% bis etwa 75%, bevorzugt etwa zumindest 80 % der Fläche als Kolbenmulde 8 ausgebildet, projiziert auf diese Querschnittsfläche, während die Fläche der Anhöhe 10 projiziert auf die Querschnittsfläche bevorzugt zwischen 5 bis 35 % beträgt. Die Einspritzstrahlen, die hierbei einen Kegelwinkel bilden, können hierbei mittels einer Lochdüse erzeugt werden, die einen entsprechenden Kegel erzeugt. Die Bildung eines Swirl-Wirbels wie dargestellt, wird beispielsweise durch einen exzentrischen Sitz unterstützt. Hierbei kann sich bei kleinen Ventilhüben eine drallinduzierte Strömung einstellen, wobei mittels der Wahl der Neigung des jeweiligen Ventils eine Füllung der Brennkammer einerseits und zum anderen über die Sitzauslegung eine Drallgenerierung und insgesamt damit eine gerichtete homogene Strömung so wie dargestellt erzeugen lässt.
Fig. 3 und Fig. 4 zeigt einen Zusammenhang auf, mittels dem sich ein Downsizing zur Anwendung im Fahrzeugbereich für die vorgeschlagene Diesel- Verbrennungskraftmaschine als vorteilhaft und auch ausführbar erweist. Dieses wird anhand unterschiedlicher Hubraumgrößen aufgezeigt, die beispielhaft als 3I-, 2,2I- 1 ,61-, 1 ,21 und 0,81-Hubraum-Verbennungskraftmaschinen ausgeführt sind.
Vor dem Hintergrund der Diskussion zur Reduktion der CO2-Emissionen werden ver- schiedene Konzepte zur Verbesserung der Energieausnutzung im individualisierten Personenverkehr diskutiert. Eine sehr vie versprechende Maßnahme ist dabei das Downsizing. Dieses wird auch für Dieselmotoren propagiert, so dass zum Beispiel durch Über- gang von einem 2,0- auf 1 ,6-Liter-Motor mit zusätzlicher Verbesserung der Verbrennung CO2-Reduktionspotenziale von bis zu 17% erzielt werden können. Hierbei handelt es sich aber um konventionelle Verfahrenskonzepte mit Einzelhubvolumina von etwa 400 ccm.
im Folgenden wird eine erste Grenzwertbetrachtung bezüglich des erreichbaren CO2- Niveaus in Abhängigkeit vom angestrebten Downsigzinggrad durchgeführt, wie aus Fig. 3 und Fig.4 klarer wird.
Auf Basis eines modernen EUV-Dieselmotors wurden für ein konstantes charakteristi- sches cw*A (Widerstandsbeiwert x Fahrzeugfrontfläche) von 0,7 in Abhängigkeit von der Schwungmassenklasse die CO2-Werte im NEDC errechnet. Als Motoren liegen ein 3,0- Liter 6-Zylinder, 2,2-Liter 4-Zylinder, 1 ,6-Liter 4-Zylinder, 1 ,2-Liter 3-Zylinder und 0,8-Liter 2-Zylinder zugrunde.
Der Trend zeigt, dass bereits mit einem 1 ,6-Liter-Motor in der hier betrachteten Konfiguration die CO2-Zielwerte der Vorgabe gemäß NEDC eingehalten werden können, während die 2,2 und 3-Liter-Motoren darüber liegen. Mit einer weiteren Verkleinerung des Hubvolumens auf 0,8 und 1 ,2 Liter lassen sich die Verbrauche weiter reduzieren, wobei die Vorteile kleiner werden, da die Verbesserung des Verhältnisses von Reibmitteldruck zu effek- tivem Mitteldruck mit zunehmendem Downsizinggrad kleiner wird. Mit einem zusätzlichen Massenausgleich wird darüber hinaus die Reibung des Motors größer.
Zur Darstellung der erforderlichen spezifischen Leistungen unterschiedlicher Downsi- zinggrade sind in Fig. 3 unten links die erforderlichen spezifischen Leistungen der hier betrachteten Motoren für eine angenommene mittlere Nennleistung unterschiedlicher Gewichtsklassen aufgeführt. Ein 0,8-Liter-Motor kommt mit dieser Vorgabe bereits ab 1000 kg über 75 kW/L, ein 1 ,2-Liter-Motor ab 1.300 kg, während sowohl ein 1 ,6-Liter- als auch 2,2-Liter-Motor im gesamten Bereich unter 82 kW/L liegen.
Die Darstellbarkeit hoher spezifischer Leistungen ist an die thermische und mechanische Belastbarkeit des Motors geknüpft. Letzteres ist in Fig. 4 oben rechts dargestellt. Für eine gegebene Konfiguration des Verdichtungsverhältnisses von 15:1 und eines spezifischen, auf den Hubraum bezogenen hydraulischen Durchflusses von 1 ,55 cm3/60s@100 bar/cm3 ergibt sich die hier dargestellte Abhängigkeit des Zylinderspitzendruckes über der spezifi- sehen Leistung. Mit den in Fig. 3 und Fig. 4 aufgeführten Maßnahmen lassen sich 80 kW/L mit einem Verbrennungsspitzendruck von 190 bar darstellen. Mit diesen Informationen kann in Abhängigkeit von der erforderlichen spezifischen Leistung, verknüpft mit dem resultierenden Spitzendruck für die unterschiedlichen Motoren, der Spitzendruckbedarf in Abhängigkeit vom Gewicht dargestellt werden, vgl. Fig. 4 unten rechts. Dementsprechend erreicht der 0,8-Liter-Motor bereits ab 1000 kg einen erforderlichen Spitzendruck von über 180 bar. Ein 1 ,2-Liter-Motor könnte bis zu 1400 kg und einem erforderlichen Spitzendruck von 200 bar eingesetzt werden.
Die 1 ,6- und 2,2-Liter-Motoren sind im gesamten betrachteten Bereich einzusetzen, wenn der 1 ,6-Liter-Motor bis 200 bar spitzend ruckfest ist.
Eine Auslegung auf eine geringere spezifische Leistung führt zu einer Verschiebung dieser Kurven nach rechts und kann zu einem größeren Einsatzbereich der hier betrachteten kleinen Motoren führen.
Mit einem auf CO2 optimierteren Konzept und dementsprechend reduzierter Leistung kann der Einsatzbereich des 0,8-Liter-Motors vergrößert werden kann. Es sind aber auch Konzepte möglich, bei denen ein 1 -Liter-Motor als 4-Zylinder und somit mit 250 ccm Einzelhubvolumen oder darunter dargestellt wird. Diese Motoren können ohne Ausgleichswelle konzipiert werden und bieten auch Vorteile hinsichtlich des Ladungswechsels.
Fig. 5 zeigt eine weitere mögliche Ausgestaltung eines Kolbenbodens, der gemäß einer Weiterbildung zumindest annähernd rotationssymmetrisch um eine Zylinderachse verläuft. Der Kolbenboden weist eine umlaufende Mulde auf, deren Schwerpunkt in Richtung Kolbenrand verschoben ist: eine tiefste Stelle der Mulde ist näher zum Kolbenrand denn zur Kolbenmitte angeordnet. Des Weiteren fällt eine kolbenrandnahe Muldenwand sehr viel steiler ab als eine zur Kolbenmitte näher angeordnete Muldenwand, die sich von einer in der Kolbenmitte angeordneten Anhöhe in Richtung Kolbenrand in neigender Form erstreckt. Die Muldenwand nahe zum Rand fällt bevorzugt zumindest annähernd senkrecht ab, kann gemäß einer Ausgestaltung hierbei sogar eine Einbuchtung bilden. Bevorzugt geht der Kolbenboden gerundet über zu einer tiefsten Stelle des Muldenbodens, von wo aus der Muldenboden wieder ansteigt in Richtung der Anhöhe. Gemäß einer Weiterbildung kann der Kolbenboden mit einer Einspritzung derart interagieren, dass verschiedne Strahlumlenkungen ermöglicht sein können. Verschiedene Möglichkeiten sind jeweils durch unterschiedliche Verläufe schematisch dargestellt. Ein Einspritzstrahl kann dabei als in Gasform wie auch als noch flüssiger Treibstoff, zum Beispiel in Tropfenform umge- lenkt werden. Ein Einspritzstrahl selbst kann gemäß einer Ausgestaltung ohne seitliche in Umfangsrichtung weisende Richtungskomponente und gemäß einer anderen Ausgestaltung eine in Umfangsrichtung weisende Komponente besitzen. Hierbei kann diese Rieh- tungskomponente beispielsweise entgegen einer Drall-Richtung wirken oder aber in Richtung einer Drall-Wirkung, die durch einen Einlassstromstrom in der Brennkammer indiziert wird. So kann zum Beispiel die Einspritzung derart sein, dass der Einspritzstrahl zuerst den Muldenboden kontaktiert und durch diesen umgelenkt wird, bevor aufgrund der Um- lenkung der Kraftstoff dann auch seine Umfangsrichtungskomponente ändert. Auf diese Weise kann beispielsweise eine verbesserte Homogenisierung erfolgen.
Neben einer Nutzung als alleiniger Antrieb vorzugsweise eines Kleinfahrzeugs oder auch eines Handarbeitsgeräts kann auch eine ergänzende oder Alternativantriebsnutzung mög- lieh sein. Darüber hinaus werden derzeitig auch vermehrt "Plug-in Hybrid" - Konzepte diskutiert mit kleinen Verbrennungsmotoren als Range Extender. Auch in diesem Zusammenhang kann die vorgeschlagene Diesel-Verbrennungskraftmaschine zum Beispiel als kleiner und kostengünstiger Dieselmotor mit zum Beispiel mehr als 2 Zylindern und Einzelhubvolumina zwischen 200 und 250 cem als effizienter Range Extender eingesetzt werden. Diese Motoren können konsequent für den Einsatz in einem engen Drehzahl- und Lastbereich konzipiert und hinsichtlich Verbrauch und Emissionen optimiert werden.
In einer weiteren Ausgestaltung sind auch Motorräder oder andere leichte Fahrzeuge insbesondere auch in Schwellenländern mit Dieselmotoren einsetzbar, da diese eine hohe Effizienz erlauben.
Neben der Verwendung in einem Fahrzeug kann das Prinzip der Diesel- Verbrennungskraftmaschine wie vorgeschlagen auch beispielsweise bei einem Generator genutzt werden, der mittels der vorgeschlagenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine an- getrieben wird. Hierfür wird beispielsweise ein Einzylinder genutzt. Es können jedoch auch Mehrzylinderlösungen sein. Des Weiteren kann das Prinzip bei Hybridmotoren ebenfalls Anwendung finden. Ebenfalls besteht die Möglichkeit, Arbeitsgeräte, insbesondere beispielsweise Motorsägen, Handaggregate oder sonstiges mit der vorgeschlagenen Diesel-Verbrennungskraftmaschine einzusetzen.

Claims

Ansprüche
1. Diesel-Verbrennungskraftmaschine, die zumindest einen oder mehrere Zylinder (2) aufweist, die jeweils einen Hubraum von ungefähr höchstens 250 ccm, bevorzugt von weniger als 250 ccm aufweisen, wobei ein Zylinder (2) eine Begrenzung eines Brennraums (3) in Kegelform durch einen Zylinderkopf (4) der Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) aufweist, eine Einspritzung (11) hat, die zumindest annähernd zentral und mittig in der Kegelform angeordnet ist, einen Kolben (5) mit einer Kolbenmulde (8) aufweist, eine Einlassventil- und -kanalanordnung und -geomtrie zur Erzeugung eines Swirls in dem Brennraum (3) des Zylinders (2), und mit jeweils einem einzelnen Einlass- und Auslassventil (13, 14) versehen ist, wobei das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) einander gegenüberliegend im Zylin- derkopf (4) angeordnet sind.
2. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) in geschlossenem Zustand mit einer Fläche des Zylinderkopfs (4) bündig abschließen.
3. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein variabler Ventiltrieb (17) zur Änderung eines Ventilhubes über den Drehzahlbereich der Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) vorgesehen ist.
4. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (5) mit der Kolbenmulde (8) eine rotationssymmetrische Begrenzung des Hubraums (3) bildet.
5. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (8) eine runde, insbesondere ringförmig verlaufende Kanalgestalt aufweist.
6. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (8) achsensymmetrisch ist.
7. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (8) von einem äußeren Kolbenrand radial nach innen abfällt und zur Kolbenmitte wieder ansteigt.
8. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (8) im Bereich der Kolbenmitte eine Anhöhe (10) aufweist, die sich über den Kolbenrand in Richtung Zylinderkopf (4) erhebt.
9. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenmulde (8) einen tiefsten Punkt aufweist, der näher zu einem Kolbenrand denn zu einer Kolbenmitte angeordnet ist.
10. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass Einspritzstrahlen der Einspritzung (11) einen Kegelwinkel ß aufweisen, der zwischen 70° und 90° liegt, bezogen auf eine Achse durch eine Einspritzdüse der Einspritzung.
11. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) jeweils einen Neigungswinkel α zwischen einer Ventilachse und einer Zylindermittenachse aufweisen, die in einem Bereich zwischen 20° und 30° liegen.
12. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) den gleichen Neigungswinkel α aufwei- sen.
13. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Zylinderkopf (4) für das Einlass- und das Auslassventil (13, 14) jeweils ein Ventilsitzdurchmesser D vorgesehen ist, der zwischen 20 mm bis 37 mm beträgt.
14. Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzdurchmesser D des Einlass- und des Auslassventils (13, 14) zumindest annähernd gleich ist.
15. Verfahren zur dieselmotorischen Verbrennung bei einer Verbrennungskraftmaschine mit ein oder mehreren Zylindern (2), die jeweils einen Hubraum von höchstens 250 ccm aufweisen, wobei ein einzelnes Einlass- und ein einzelnes Auslassventil (13, 14) je Zylinder (2) vorhanden und zum Gaswechsel bevorzugt unter Nutzung eines variablen Ventil- hubs betätigt werden zur Erzeugung eines variablen Dralls in Swirl-Form entlang einer rund umlaufenden Kolbenmulde (8) in einem Kolbenboden, in die hinein eine kegelförmig aufgespannte Kraftstoffeinspritzung aus einer zumindest annähernd mittig in einem Zylinderkopf (4) angeordneten Einspritzung (11) erfolgt.
16. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass ein Swirl-Wirbel entlang der Kolbenmulde (8) geführt und während einer Kolbenbewegung in Richtung eines oberen Totpunktes (OT) entlang einer durch den Zylinderkopf (4) gebildeten kegelförmigen Begrenzung (6) des Brennraums (3) rotierend strömt.
17. Verfahren nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest annähernd in einer oberen Totstellung (OT) des Kolbens (5) ein Einspritzstrahl in die Kolbenmulde (8) eintritt und dabei auf deren Boden auftrifft, wobei der Boden in Querschnittsansicht die Form einer Muldenelipse hat, entlang der der Einspritzstrahl durch einen rotierenden Swirl-Wirbel zu einem Brennstoff-Luft-Gemisch homogenisiert wird.
18. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Swirl-Wirbel um eine vom Kolbenboden sich in Richtung Begrenzung (6) des Zylinderkopfs (4) erstreckende Kalotte rotiert, wobei die Kalotte bei Annäherung an die Zylinderkopfdecke eine Verdrängung eines Gasgemischs in einem Bereich um die Ein- spritzung (11) in Richtung des Kolbenbodens bewirkt.
19. Anwendung einer Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche als Motorradantrieb.
20. Anwendung einer Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche als Fahrzeugantrieb, insbesondere als Kraftfahrzeugantrieb.
21. Anwendung nach Anspruch 20 als Range-Extender.
22. Anwendung einer Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche als Generator.
23. Anwendung einer Diesel-Verbrennungskraftmaschine (1) nach einem der vorherge- henden Ansprüche mit einer Zylinderzahl zwischen eins bis sechs.
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