Brennkraftmaschine Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, insbesondere eine Diesel-Brenn- kraftmaschine, mit zumindest einer Kolbeneinspritzpumpe zur Kraftstoffförde- rung mit einem Zylinder zur Aufnahme eines hin-und hergehenden Druckkol- bens, dessen Stirnfläche an einen Druckraum grenzt, wobei der Rand der Stirn- fläche eine umlaufende erste Steuerkante bildet und wobei der Zylinder zumin- dest eine radiale Absteuerbohrung in einem Kolbenführungsabschnitt des Zylin- ders aufweist, welche zumindest von einer durch eine Ausformung in der Mantel- fläche des Druckkolbens gebildeten zweiten Steuerkante des Druckkolbens überfahrbar ist. Weiters betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, insbesondere eine Diesel-Brennkraftmaschine, sowie eine Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens.

Die konventionelle Konstruktion einer Kolbeneinspritzpumpe hat eine glatte Zy- linderoberfläche mit einer radialen Absteuerbohrung und einen Druckkolben mit einer oberen, meist in einer Normalebene zur Zylinderachse verlaufenden Steu- erkante und einer geneigt zur Normalebene verlaufenden unteren Steuerkante, sowie eine in axialer Richtung verlaufende Nullfördernut. Derartige Kolbenein- spritzpumpen sind aus der US 5,396. 871 A, der US 4,964. 789 A oder der US 4,824. 341 A bekannt. Bei Bedeckung der Steuerbohrung durch die Steuer- fläche des Druckkolbens wird Treibstoff gefördert. Durch die schräge untere Steuerkante kann durch Verdrehen des Kolbens die Einspritzmenge gesteuert werden. Bei Einspritzpumpen für sehr hohe Drücke können die beschriebenen Merkmale auch zweifach, um 180° versetzt, vorgesehen sein, um möglichst symmetrische Bedingungen zu schaffen.

Durch eine seitliche Auslenkung des Druckkolbens in einer normal zu den Ab- steuerbohrungen verlaufenden Richtung, kann durch die daraus entstehende Druckverteilung im Dichtspalt eine resultierende Seitenkraft am Kolben entste- hen, welche in Richtung der Auslenkung wirkt und diese somit verstärkt. In wei- terer Folge kann es dadurch zu einem Anreiben des Druckkolbens kommen.

Die wichtigsten Bestimmungsstücke für den Verbrennungsablauf in einer Brenn- kraftmaschine mit innerer Verbrennung sind die Phasenlage des Verbrennungs- ablaufes bzw. des Verbrennungsbeginnes, die maximale Anstiegsgeschwindigkeit des Zylinderdruckes, sowie der Spitzendruck.

Bei einer Brennkraftmaschine, bei der die Verbrennung im Wesentlichen durch Selbstzündung einer direkt eingespritzten Kraftstoffmenge erfolgt, werden die Bestimmungsstücke maßgeblich durch den Einspritzzeitpunkt, durch die La- dungszusammensetzung 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, Inertgasgehalt der Zylinderladung und Bauteiltempera- tur.

Strengere 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.

Es ist bekannt NOx-und Rußemissionen im Abgas zu verringern, indem durch Vorverlegen des Einspritzzeitpunktes der Zündverzug vergrößert wird, so dass die Verbrennung durch Selbstzündung eines mageren Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt. Eine mögliche Variante wird hier als HCLI-Verfahren (Homogenous Charge Late Injection) bezeichnet. Wenn eine derartige Gemischverbrennung durchgeführt wird, erfolgt die Kraftstoffeinspritzung somit genügend weit vor dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase, wodurch ein weitgehend homoge- nes Kraftstoff-Luftgemisch entsteht. Durch Abgasrückführung kann erreicht wer- den, dass die Verbrennungstemperatur unterhalb der für NOx-Entstehung erfor- derlichen Mindesttemperatur bleibt. Da die Homogenisierung von Kraftstoff und Luft allerdings zeitabhängig ist, ist die Realisierung dieses Verfahrens drehzahl- und lastabhängig eingeschränkt, da bei unzureichender Homogenisierung der Partikelausstoß zunimmt.

Die US 6, 338, 245 BS beschreibt eine nach dem HCLI-Verfahren arbeitende Die- sel-Brennkraftmaschine, bei der Verbrennungstemperatur und Zündverzug so eingestellt werden, dass im unteren und mittleren Teillastbereich die Verbren- nungstemperatur unter der NOx-Bildungstemperatur und das Luftverhältnis oberhalb des für die Rußbildung maßgeblichen Wertes liegt. Die Verbrennungs- temperatur wird dabei durch Verändern der Abgasrückführrate, der Zündverzug durch den Kraftstoffeinspritzzeitpunkt gesteuert. Bei mittlerer und hoher Last wird die Verbrennungstemperatur so weit abgesenkt, dass sowohl NOx-als auch Rußbildung vermieden wird. Nachteilig ist, dass insbesondere im mittleren Teil- lastbereich ein niedriges Luftverhältnis kombiniert mit niedrigen Verbrennungs- temperaturen auftritt und daher ein schlechter Wirkungsgrad in Kauf genommen werden muss.

Die US 6, 158, 413 A beschreibt eine direkteinspritzende Diesel-Brennkraftma- schine, bei der die Kraftstoffeinspritzung nicht vor dem oberen Totpunkt der Kompression angesetzt ist, und bei der die Sauerstoffkonzentration im Brenn- raum 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 sogenannten Diffusionsverbrennung. Das durch die Abgasrückführrate gesteuerte niedrige Temperaturniveau bewirkt, dass die Verbrennungstemperatur unter dem für die NOx-Bildung maßgeblichen Wert bleibt. Durch den durch den späteren Einspritzzeitpunkt bewirkten großen Zünd- verzug 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 Expan- sionstakt führt darüber hinaus im Zusammenwirken mit der hohen Abgasrück- führrate trotz der wegen des langen Zündverzugs größeren vorgemischten Kraft- stoffmenge und folglich höheren maximalen Brennrate zu einer das zulässige Maß nicht übersteigenden Druckanstiegsrate im Zylinder. Nachteilig ist der schlechte Wirkungsgrad im unteren Teillastbereich.

Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und bei einer Kolben- einspritzpumpe der eingangs genannten Art den Verschleiß zu vermindern, ins- besondere ein Anreiben des Druckkolbens am Zylinder zu verhindern.

Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine zu entwickeln, mit welchem sich einerseits vom unteren Teillastbereich bis zum Volllastbereich minimale Stickoxid-und Rußemissionen, und andererseits ein hoher Wirkungsgrad erreichen lässt.

Erfindungsgemäß erfolgt dies dadurch, dass der Zylinder zumindest zwei, vor- zugsweise diametral zueinander angeordnete, Druckausgleichskanäle zum Druck- ausgleich zwischen zwei unterschiedlichen Umfangsbereichen des Kolben- führungsabschnittes des Zylinders aufweist. Durch die Druckausgleichskanäle können die Seitenkräfte in Folge einer seitlichen Auslenkung reduziert werden.

Wesentlich ist dabei, dass die Druckausgleichskanäle im Bereich des Kolbenfüh- rungsabschnittes des Zylinders von der Absteuerbohrung beabstandet ist, so dass um die Absteuerbohrung des Zylinders eine vom Druckkolben überstreich- bare Dichtfläche ausgebildet wird. Die Dichtfunktion des Druckkolbens im Bereich rund um die Absteuerbohrung wird somit weiterhin voll gewährleistet.

Die Seitenkräfte können wesentlich vermindert werden, wenn die Druckaus- gleichskanäle zumindest in einer Förderstellung des Druckkolbens den Druck- raum mit einem etwa in Höhe der Absteuerbohrung liegenden Bereich des Kol- benführungsabschnittes des Zylinders strömungsverbinden.

In einer sehr vorteilhaften Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass zumindest ein Druckausgleichskanal durch zumindest eine Ausnehmung des Zylinders, vorzugsweise durch eine parallel zur Zylinderachse verlaufende Längs- nut gebildet ist. Dabei können mehrere schmale axiale Nuten oder wenige breite axiale Nuten in die Zylinderwand eingeformt sein.

Alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass zumindest ein Druckausgleichs- kanal zumindest zwei, mit axialem Abstand etwa radial in den Zylinder mün- dende Querbohrungen aufweist, die durch zumindest eine etwa parallel zur Zy- linderachse verlaufende Längsbohrung miteinander strömungsverbunden sind.

Dabei können zumindest zwei radiale Querbohrungen in axialer Richtung des Zy- linders unmittelbar übereinander im Kolbenführungsabschnitt, vorzugsweise in Höhe der Absteuerbohrung, angeordnet sein. Die Querbohrungen können dabei insbesondere in zumindest einer axialen Reihe übereinander angeordnet sein.

Ungewünschte Seitenkräfte können weitgehend verhindert werden, wenn zumin- dest zwei Druckausgleichskanäle in Umfangsrichtung beidseits und vorzugsweise symmetrisch zur Absteuerbohrung angeordnet sind. Insbesondere ist es dabei von Vorteil, wenn zumindest zwei Druckausgleichskanäle punktsymmetrisch be- züglich der Zylinderachse angeordnet sind.

Das erfindungsgemäße Verfahren sieht folgende Schritte vor : Betreiben der Brennkraftmaschine in einem ersten, der niedrigen Teil- last zugeordneten Betriebsbereich mit weitgehend homogener Gemisch- verbrennung und später Kraftstoffeinspritzung, wobei die Kraftstoffein- spritzung in einem Bereich zwischen etwa 50° bis 5° Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase begonnen wird ; Betreiben der Brennkraftmaschine in einem zweiten, der mittleren Teil- last zugeordneten Betriebsbereich mit Niedrigtemperatur-Gemisch- verbrennung und noch späterer Einspritzung als im ersten Betriebsbe- reich, wobei Kraftstoffeinspritzung in einem Bereich zwischen 2° Kur- belwinkel vor dem oberen Totpunkt und etwa 20° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt der Kompressionsphase begonnen wird, wobei der Kraftstoff im ersten Betriebsbereich über erste Einspritzöff- nungen und im zweiten Betriebsbereich zumindest über zweite Ein- spritzöffnungen eines vorzugsweise als Doppelnadeldüse ausgeführten Einspritzventils in den Brennraum eingespritzt wird.

Im ersten Betriebsbereich arbeitet die Brennkraftmaschine nach dem HCLI-Ver- fahren, bei dem der Einspritzzeitpunkt relativ früh im Kompressionstakt, also im Bereich von etwa 50° bis 5° Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt, liegt. Die Einspritzung des Kraftstoffes erfolgt im ersten Betriebsbereich vorzugsweise in einem Bereich zwischen 400 und 1000 bar. Der Verbrennungsschwerpunkt liegt zwischen 10° vor bis 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt, wodurch sich ein sehr hoher Wirkungsgrad erreichen lässt. Durch die relativ hohe Abgasrück- führrate zwischen 50% und 70% liegt die lokale Verbrennungstemperatur unter der NOx-Bildungstemperatur. Das lokale Luftverhältnis bleibt somit oberhalb der Rußbildungsgrenze. Die Abgasrückführung kann durch externe oder interne Ab- gasrückführung oder durch eine Kombination von externer und interner Abgas- rückführung mit variabler Ventilsteuerung erreicht werden.

Im zweiten Betriebsbereich wird die Brennkraftmaschine nach dem HPLI-Ver- fahren betrieben. Dabei liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem obe- ren 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 Verbrennungsverfahren im zweiten Betriebsbereich werden Einspritzdrücke von mindestens 1000 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-Abgasnachbehandlungseinrichtun- gen.

Vorzugsweise ist vorgesehen, dass im ersten Betriebsbereich der Kraftstoff bei geringerer Durchflussmenge als im zweiten Betriebsbereich eingespritzt wird.

Besonders niedrige Stickoxid-und Rußemissionen lassen sich erreichen, wenn der Kraftstoff im ersten und im zweiten Betriebsbereich in entlang einer Kegel- mantelfläche angeordneten Kraftstoffstrahlen eingespritzt wird, wobei der Kraft- stoff im ersten Betriebsbereich mit unterschiedlichem, vorzugsweise kleinerem Kegelöffnungswinkel eingespritzt wird als im zweiten Betriebsbereich.

In weiterer Ausführung der Erfindung ist vorgesehen, dass in einem dritten, der oberen Teillast und der Volllast zugeordnete Betriebsbereich der Hauptanteil der Kraftstoffeinspritzung in einem Bereich zwischen 10° vor bis 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt erfolgt, wobei vorzugsweise vorgesehen ist, dass im dritten Betriebsbereich eine Mehrfacheinspritzung durchgeführt wird. Die Abgas- rückführrate beträgt im dritten Betriebsbereich bis zu 30%, vorzugsweise etwa 10% bis 20%. Dadurch lassen sich einerseits eine hohe Leistung, andererseits geringe NOx-Emissionen und geringe Partikelemissionen erreichen.

Im dritten Betriebsbereich kann der Kraftstoff durch die ersten und/oder durch die zweiten Einspritzöffnungen eingespritzt werden.

Die Brennkraftmaschine wird im ersten, zweiten und/oder im dritten Betriebsbe- reich mit einem globalen Luftverhältnis von etwa 1,0 bis 2,0 betrieben.

Vorteilhafterweise ist vorgesehen, dass die Abgasrückführung extern und/oder intern durchgeführt wird und der Drall zumindest in einem Bereich, vorzugsweise in allen drei Bereichen, variabel ist. Günstige Abgaswerte bei geringem Kraft- stoffverbrauch können mit Drallzahlen zwischen 0 und 5 erreicht werden.

Weiters ist es von Vorteil, wenn das geometrische Kompressionsverhältnis varia- bel ist. Das geometrische Kompressionsverhältnis ist dabei in einem Bereich zwi- schen 13 und 19 veränderbar. Ein hohes Kompressionsverhältnis ist für die Phase des Kaltstart von Vorteil. Eine Reduzierung des Kompressionsverhältnis während des Lastanstieges erhöht sowohl im ersten, als auch im zweiten Betriebsbereich 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 Ver- zögerung 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.

In weiterer Ausführung der Erfindung ist vorgesehen, dass der Wechsel vom ersten zum zweiten Betriebsbereich bzw. vom zweiten zum ersten Betriebsbe- reich durch Reduktion bzw. Erhöhung der Abgasrückführrate eingeleitet wird.

Alternativ dazu ist es auch möglich, dass der Übergang vom ersten zum zweiten Motorbetriebsbereich bzw. umgekehrt durch Reduktion der internen oder exter- nen Abgasrückführrate und durch Verzögern des Einspritzbeginnes bzw. durch Erhöhen der Abgasrückführrate und durch Vorverlegung des Einspritzbeginnes eingeleitet wird.

Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass die Reduktion der Abgasrückführrate beim Übergang zwischen ersten und zweiten Motorbetriebsbereich durch Steue- rung des Öffnungs-und/oder Schließzeitpunktes des Einlassventiles erfolgt.

Der effektive Mitteldruck beträgt vorzugsweise im ersten Betriebsbereich zwi- schen etwa 0 und 6 bar, besonders vorzugsweise bis 5,5 bar, im zweiten Be- triebsbereich zwischen etwa 3,5 bis 8 bar, besonders vorzugsweise zwischen 4 und 7 bar, und im dritten Betriebsbereich mindestens etwa 5,5 bar, besonders vorzugsweise mindestens etwa 6 bar.

Zur Durchführung des Verfahrens ist eine direkteinspritzende Diesel-Brennkraft- maschine mit zumindest einem Zylinder für einen hin-und hergehenden Kolben erforderlich, bei der der Beginn der Kraftstoffeinspritzung zumindest zwischen 50° Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt und 20° nach dem oberen Totpunkt, vorzugsweise bis 50° nach dem oberen Totpunkt, und die Abgasrückführrate zwi- schen etwa 0% bis 70% variierbar ist. Weiterhin ist vorgesehen, dass der Kraft- stoffeinspritzdruck zumindest zwischen einem ersten und einem zweiten Druck- niveau variierbar ist, wobei vorzugsweise das erste Druckniveau einen Bereich bis etwa 1000 bar und das zweite Druckniveau einen Bereich von mindestens 1000 bar abdeckt, sowie dass eine Einrichtung zur Veränderung des Drallniveaus vorgesehen sein kann.

Weiters ist es von Vorteil, wenn Einlassöffnungszeitpunkt und Einlassschließzeit- punkt variierbar sind. Um dies zu realisieren, ist es vorteilhaft, wenn mittels ei- ner Phasenschiebereinrichtung die Steuerzeiten des Einlassventiles oder auch des Auslassventiles verschiebbar sind. Sehr vorteilhaft ist es dabei, wenn zumindest ein Einlassventil in der Auslassphase aktivierbar ist. Zusätzlich oder alternativ dazu kann vorgesehen sein, dass zumindest ein Auslassventil in der Einlassphase aktivierbar ist.

Zur Durchführung der Einspritzung eignet sich am besten eine Doppelnadeldüse mit ersten und zweiten Einspritzöffnungen, welche separat ansteuerbar sind.

Um unterschiedliche Durchflüsse im ersten und zweiten Betriebsbereich zu erwir- ken, kann vorgesehen sein, dass die ersten Einspritzöffnungen in Summe einen kleineren Durchflussquerschnitt aufweisen, als die zweiten Einspritzöffnungen.

Da im ersten und zweiten Betriebsbereich unterschiedliche Verbrennungsstrate- gien angewendet werden, ist es von Vorteil, wenn die Mittelachsen der ersten Einspritzöffnungen entlang einer ersten Kegelmantelfläche und die Mittelachsen der zweiten Einspritzöffnungen entlang einer zweiten Kegelmantelfläche ange- ordnet sind, wobei der Kegelöffnungswinkel der ersten Kegelmantelfläche kleiner sein kann als der Kegelöffnungswinkel der zweiten Kegelmantelfläche.

In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgese- hen, dass die erste und die zweite Düsennadel koaxial angeordnet sind, wobei vorzugsweise die erste Düsennadel in der als Hohlnadel ausgebildeten zweiten Düsennadel geführt ist. Alternativ dazu ist es auch möglich, dass die erste und die zweite Düsennadel parallel nebeneinander in einem Düsenhalter angeordnet sind.

Doppelnadeldüsen mit koaxial oder parallel nebeneinander angeordneten Düsen- nadeln sind aus der DE 100 40 738 Al bekannt.

Die Erfindung im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 den Zylinder einer konventionellen Kolbeneinspritzpumpe in einer Schrägansicht, Fig. 2 eine Abwicklung von Druckkolben und Zylinder dieser konven- tionellen Kolbeneinspritzpumpe, Fig. 3 einen Zylinder einer erfindungsgemäßen Kolbeneinspritzpumpe in einer ersten Ausführungsvariante in einer Schrägansicht, Fig. 4 Druckkolben und Zylinder dieser Kolbeneinspritzpumpe in einer Ab- wicklung, Fig. 5 den Zylinder dieser Kolbeneinspritzpumpe in einem Querschnitt, Fig. 6 diesen Zylinder in einer längsgeschnittenen Schrägansicht, Fig. 7 Druckkolben und Zylinder einer erfindungsgemäßen Kolbenein- spritzpumpe in einer zweiten Ausführungsvariante in einer Ab- wicklung, Fig. 8 den Zylinder dieser Ausführungsvariante in einem Querschnitt, Fig. 9 diesen Zylinder in einer längsgeschnittenen Schrägansicht, Fig. 10 einen Zylinder einer erfindungsgemäßen Kolbeneinspritzpumpe in einer dritten Ausführungsvariante in einem Querschnitt, Fig. 11 diesen Zylinder in einem Längsschnitt in einer Schrägansicht, Fig. 12 einen Zylinder einer erfindungsgemäßen Kolbeneinspritzpumpe in einer vierten Ausführungsvariante in einer längsgeschnittenen Schrägansicht, Fig. 13 eine Brennkraftmaschine zur Durchführung des erfindungsge- mäßen Verfahrens, in einer schematischen Ansicht, Fig. 14 ein Diagramm, in welchem das lokale Luftverhältnis AL über der lo- kalen Temperatur TL aufgetragen ist, Fig. 15 ein Last-Drehzahldiagramm, Fig. 16 bis Fig. 19 Ventilhubdiagramme mit verschiedenen variablen Steu- erzeiten, Fig. 20 ein Einspritzzeit-EGR-Rate-Lastdiagramm, Fig. 21 ein Messdiagramm für den ersten Betriebsbereich A, Fig. 22 ein Messdiagramm für den zweiten Betriebsbereich B, Fig. 23 eine Doppelnadeldüse mit koaxialer Düsennadel und Fig. 24 eine Doppelnadeldüse mit parallel nebeneinander angeordneten Düsennadeln.

Die Fig. 1 und Fig. 2 zeigen den Zylinder 1 und den Druckkolben 2 einer her- kömmlichen Kolbeneinspritzpumpe. Der Zylinder 1 hat eine im Wesentlichen glatte Zylinderoberfläche 3, wobei radial in den Zylinder 1 zwei Absteuerbohrun- gen 4 einmünden. Der Druckkolben 2 weist eine im Wesentlichen in einer Nor- malebene 5 auf die Zylinderachse 6 angeordnete erste Steuerkante 7 und in der Mantelfläche 2a eine geneigt zur Normalebene 5 stehende, schraubenförmige zweite Steuerkante 8, sowie eine in axialer Richtung verlaufende Nullfördernut 9 auf. Dabei weisen Zylinder 1 und Druckkolben 2 zwei um 180° versetzte zweite Steuerkanten 8 und Absteuerbohrungen 4 auf, um symmetrische Bedingungen zu schaffen. Bei Bedeckung der Absteuerbohrungen 4 durch die Steuerfläche 10 des Kolbens 2 wird Kraftstoff gefördert. Durch die schräge zweite Steuerkante 8 kann durch Verdrehen des Druckkolbens 2 die Einspritzmenge gesteuert werden.

Durch eine seitliche Auslenkung des Druckkolbens 2 in Richtung normal zu den Absteuerbohrungen 4 kann durch die daraus entstehende Druckverteilung im Dichtspalt eine resultierende Seitenkraft am Druckkolben 2 entstehen, welche in Richtung der Auslenkung wirkt und diese somit verstärkt, was den Verschleiß erhöht und im Extremfall zu einem Anreiben des Druckkolbens 2 am Zylinder 1 führen kann.

Zylinder 1, 101,201 und Druckkolben 2, 102, 202 sind in Fig. 2, Fig. 4 und Fig. 7 durch unterschiedliche Schraffurrichtungen angedeutet.

Um eine asymmetrische Druckverteilung bei einer seitlichen Auslenkung des Druckkolbens 102,202 zu vermeiden, sind in den im Folgenden beschriebenen Ausführungsvarianten Druckausgleichskanäle 150, 250, 350,450 im Zylinder 101,201, 301,401 vorgesehen, welche in Umfangsrichtung einen Druckaus- gleich im Dichtspalt zwischen den Zylinder 101,201, 301,401 und dem Druck- kolben 102,202 ermöglichen. Die Druckausgleichskanäle 150,250, 350,450 erstrecken sich dabei vorteilhafterweise zwischen einem von der Stirnfläche 111, 211 des Druckkolbens 102,202 und den Zylinder 101,201, 301,401 aufge- spannten Druckraum 112,212, 312,412 und reichen bis in einen Kolbenfüh- rungsabschnitt 113,213, 313,413 des Zylinder 101,201, 301,401, der im Be- reich der Absteuerbohrungen 104,204, 304,404 und/oder auf der dem Druck- raum 112,212, 312,412 abgewandten Seite der Absteuerbohrungen 104, 204, 304,404 liegt. Der Rand der Stirnfläche 111,211 bildet dabei eine erste Steuer- kante 107,207. In axialer Richtung weist die Mantelfläche 102a, 202a des Druckkolbens 102,202 eine Nullfördernut 109,209 auf. Der Kolbenführungsab- schnitt 113,213, 313,413 wird in zumindest einer Förderstellung des Druckkol- bens 102,202 von einem Ringraum 114,214 überdeckt, welcher an die zweite Steuerkante 108,208 des Druckkolbens 102,202 grenzt und sich zwischen dem Druckkolben 102,202 und dem Zylinder 101,201, 301,401 erstreckt.

Die Druckausgleichskanäle 150,250, 350,450 können als offene oder als ge- schlossene Kanäle ausgebildet sein. Wesentlich, dass die Druckausgleichskanäle 150,250, 350,450 von jeder Absteuerbohrung 104,204, 304,404 beabstandet ist, um rund um die Absteuerbohrungen 104,204, 304,404 vom Druckkolben 102,202 überstreichbare Dichtflächen 118, 218, 318, 418 auszubilden.

Im in den Fig. 3 bis Fig. 6 dargestellten ersten Ausführungsbeispiel sind die Druckausgleichskanäle 150 durch schmale, axiale Längsnuten 151 in der Oberflä- che 103 des Zylinders 101 beidseits der Absteuerbohrung 104 gebildet. Die Längsnuten 151 können durch Fräsbearbeitung oder Erosionsbearbeitung in der Oberfläche 103 des Zylinders 101 geformt sein. Mit Bezugszeichen 120 ist der über den Druckraum 112 erfolgende Druckausgleich zwischen den einzelnen Längsnuten 151 angedeutet. Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, sind die Längsnuten 151 punktsymmetrisch bezüglich der Zylinderachse 106 und symmetrisch bezüg- lich einer durch die Achsen 104a der Absteuerbohrung 104 und der Zylinder- achse 106 aufgespannten Längsebene 115 angeordnet.

Die Fig. 7 bis Fig. 9 zeigen ein zweites Ausführungsbeispiel eines Zylinders 201 für einen hin-und hergehenden Druckkolben 202 einer Kolbeneinspritzpumpe, wobei die Druckausgleichskanäle 250 durch breite Längsnuten 251 zwischen den Ausgleichsbohrungen 204 gebildet sind. Die beiden Längsnuten 251 sind punkt- symmetrisch bezüglich der Zylinderachse 206, aber auch symmetrisch bezüglich einer durch die Achsen 204a der Absteuerbohrungen 204 und der Zylinderachse 206 aufgespannten Längsebene 215, sowie einer dazu normalen Ebene 216 durch die Zylinderachse 206 angeordnet.

Die Fig. 10 und Fig. 11 zeigen ein drittes Ausführungsbeispiel eines Zylinders 301 zur Aufnahme eines nicht weiter dargestellten, den Fig. 2, Fig. 4 und Fig. 7 ent- sprechenden Druckkolbens für eine Kolbeneinspritzpumpe, bei dem die Druck- ausgleichskanäle 350 durch in axialem Abstand übereinander liegende Quer- bohrungen 351, 352 gebildet sind, welche durch eine etwa parallel zur Zylinder- achse 306 verlaufende Längsbohrung 353 miteinander strömungsverbunden sind. Die Querbohrungen 351, 352, sowie Längsbohrungen 353 werden nach der Herstellung nach außen hin verschlossen. Wie aus der Fig. 10 hervorgeht, sind die Querbohrungen 351, 352 punktsymmetrisch bezüglich der Zylinderachse 307, sowie symmetrisch zu den durch die Achse 304a der Absteuerbohrungen 304 und die Zylinderachse 306 aufgespannten Längsebene 315 und einer dazu nor- malen Ebene 316 angeordnet. Die unteren Querbohrungen 350 liegen im Kol- benführungsabschnitt 313 etwa im Bereich der Absteuerbohrungen 304.

Fig. 12 zeigt ein viertes Ausführungsbeispiel, welches sich vom in den Fig. 10 und Fig. 11 dargestellten Ausführungsbeispiel dadurch unterscheidet, dass meh- rere untere Querbohrungen 451 in einer Reihe übereinander angeordnet sind.

Die unteren Querbohrungen 451 werden über die Längsbohrung 453 mit einer oberen Querbohrung 452 verbunden, welche in den oberhalb des Druckkolbens liegenden Druckraum 512 einmündet. Die unteren Querbohrungen 451 münden auch hier in den Kolbenführungsabschnitt 413 im Bereich der Absteuerbohrung 404 in den Zylinder 401 ein.

Die Querbohrungen 352,452 gewährleisten den Druckausgleich mit dem oberen Druckraum 312,412. Die unteren Querbohrungen 351, 451 dienen der Verklei- nerung der Dichtfläche 318, 418.

Fig. 13 zeigt eine Brennkraftmaschine 1001 mit einem Einlasssammler 1002 und einem Auslasssammler 1003. Die Brennkraftmaschine 1001 wird über einen Ab- gasturbolader 1004, welche eine abgasbetriebene Turbine 1005 und einen durch die Turbine 1005 angetriebenen Verdichter 1006 aufweist, aufgeladen. Strom- aufwärts des Verdichters 1006 ist auf der Einlassseite ein Ladeluftkühler 1007 angeordnet.

Weiters ist ein Hochdruck-Abgasrückführsystem 1008 mit einer ersten Abgas- rückführleitung 1009 zwischen dem Abgasstrang 1010 und der Einlassleitung 1011 vorgesehen. Das Abgasrückführsystem 1008 weist einen Abgasrückführ- kühler 1012 und ein Abgasrückführventil 1013 auf. Abhängig von der Druckdif- ferenz zwischen dem Auslassstrang 1010 und der Einlassleitung 1011 kann in der ersten Abgasrückführleitung 1009 auch eine Abgaspumpe 1014 vorgesehen sein, um die Abgasrückführrate zu steuern bzw. zu erhöhen.

Neben diesem Hochdruck-Abgasrückführsystem 1008 ist ein Niederdruck-Abgas- rückführsystem 1015 stromabwärts der Turbine 1005 und stromaufwärts des Verdichters 1006 vorgesehen, wobei in der Abgasleitung 1016 stromabwärts ei- nes Partikelfilters 1017 eine zweite Abgasrückführleitung 1018 abzweigt und stromaufwärts des Verdichters 1006 in die Ansaugleitung 1019 einmündet. In der zweiten Abgasrückführleitung 1018 ist weiters ein Abgasrückführkühler 1020 und ein Abgasrückführventil 1021 angeordnet. Zur Steuerung der Abgasrück- führrate ist in der Abgasleitung 1016 stromabwärts der Abzweigung ein Abgas- ventil 1022 angeordnet.

Stromaufwärts der Abzweigung der ersten Abgasrückführleitung 1009 ist im Ab- gasstrang 1010 ein Oxidationskatalysator 1023 angeordnet, welcher HC, CO und flüchtige Teile der Partikelemissionen entfernt. Ein Nebeneffekt ist, dass die Ab- gastemperatur dabei erhöht wird und somit zusätzliche Energie der Turbine 1005 zugeführt wird. Prinzipiell kann dabei der Oxidationskatalysators 1023 auch stromabwärts der Abzweigung der Abgasrückführleitung angeordnet sein. Die in Fig. 13 gezeigte Anordnung mit der Abzweigung stromabwärts des Oxidations- katalysators 1023 hat den Vorteil, dass der Abgaskühler 1012 einer geringeren Verschmutzung ausgesetzt ist, aber den Nachteil, dass aufgrund der höheren Abgastemperaturen eine höhere Kühlleistung durch den Abgasrückführkühler 1012 notwendig wird.

Pro Zylinder 1024 weist die Brennkraftmaschine 1001 zumindest ein direkt Die- sel-Kraftstoff in den Brennraum einspritzendes Einspritzventil 1025 auf, welches in der Lage ist, mehrere Einspritzungen pro Arbeitszyklus vorzunehmen und de- ren jeweiliger Einspritzbeginn in einem Bereich zwischen 50° Kurbelwinkel CA vor dem oberen Totpunkt TDC bis 50° Kurbelwinkel CA nach dem oberen Totpunkt TDC verändert werden kann. Der maximale Einspritzdruck sollte dabei mindes- tens 1000 bar betragen.

Die Brennraumform und die Kraftstoffeinspritzkonfiguration sind für eine kon- ventionelle Volliast-Diesel-Verbrennung auszulegen.

Fig. 14 zeigt ein Diagramm, in welchem das lokale Luftverhä ! tnis über der) o- kalen Verbrennungstemperatur TL aufgetragen ist. In dem mit SOOT bezeichne- ten Bereich tritt starke Rußbildung auf, mit NOx ist der Bereich starker Stick- oxidbildung bezeichnet. Mit A, B, C sind erster, zweiter und dritter Betriebsbe- reich des hier beschriebenen Verfahrens eingetragen.

Der erste Betriebsbereich A ist dabei dem unteren bis mittleren Teillastbereich LL, der zweite Motorbetriebsbereich B dem mittleren bis oberen Teillastbereich LM und der dritte Motorbetriebsbereich C dem Hochlast-und Volllastbereich LH zuge- ordnet, wie aus dem in Fig. 15 dargestellten Last L-Drehzahl n-Diagramm zu ent- nehmen ist.

Im ersten Betriebsbereich A, welcher auch als HCLI-Bereich bezeichnet wird (Homogenous Charge Late Injection) liegt der Beginn der Einspritzung relativ früh im Kompressionstakt, also etwa bei 50° bis 5° Kurbelwinkel CA vor dem oberen Totpunkt TDC nach dem Kompressionstakt, wodurch ein langer Zündver- zug zur Ausbildung eines teilhomogenen Gemisches für eine vorgemischte Verbrennung zur Verfügung steht. Durch die ausgeprägte Vormischung und Ver- dünnung können extrem niedrige Ruß-und NOx-Emissionswerte erreicht werden.

Wie aus Fig. 14 hervorgeht, liegt der erste Betriebsbereich A deutlich über der für die Rußentstehung maßgeblichen Grenze für das lokale Luftverhältnis A, 5.

Durch eine hohe Abgasrückführrate EGR zwischen 50% bis 70% wird erreicht, dass die lokale Verbrennungstemperatur TL stets unter der minimalen Stickoxid- bildungstemperatur TNc) x bleibt. Die Einspritzung erfolgt bei einem Druck zwi- schen 400 und 1000 bar. Der lange Zündverzug bewirkt, dass die Verbrennungs- phase in die wirkungsgradoptimale Lage um den oberen Totpunkt TDC gescho- ben wird. Der Verbrennungsschwerpunkt liegt in einem Bereich zwischen-10° bis 10° Kurbelwinkel CA nach dem oberen Totpunkt TDC, wodurch ein hoher Wir- kungsgrad erreicht werden kann. Die hohe Abgasrückführrate EGR, welche für den ersten Betriebsbereich A erforderlich ist, kann entweder durch externe Ab- gasrückführung alleine, oder durch Kombination externer mit interner Abgas- rückführung durch variable Ventilsteuerung erzielt werden.

Im zweiten Betriebsbereich B wird die Brennkraftmaschine nach dem sogenann- ten HPLI-Verfahren (Highly Premixed Late Injection) betrieben. Dabei liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem oberen Totpunkt TDC. Im zweiten Be- triebsbereich B wird die Brennkraftmaschine mit einer Abgasrückführrate zwi- schen 20% bis 40% betrieben, wobei der Beginn der Einspritzung in einem Be- reich zwischen 2° Kurbelwinkel CA vor dem oberen Totpunkt bis 20° Kurbelwin- kel CA nach dem oberen Totpunkt liegt. Durch die vollständige Trennung des En- des der Einspritzung und des Beginnes der Verbrennung wird eine teilweise Ho- mogenisierung 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 Verlän- gerung des Zündverzuges können auch andere Mittel, wie eine Absenkung des effektiven Kompressionsverhältnisses s und/oder der Einlasstemperatur sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer eine Erhöhung des Einspritzdruckes und/oder eine Vergrößerung der Spritzlochquerschnitte der Einspritzdüse herangezogen wer- den. 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 da- bei das gleichzeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoffstrahl und der den Strahl konventionellerweise umhüllenden Flamme vermieden wird, wo- durch 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 Zylin- derdruckverlauf nach spät verschoben und die Maximaltemperatur abgesenkt wird, was zu einer niedrigen NOx-Emission führt.

Die Spätverschiebung des Brennverlaufes bewirkt eine Absenkung der Maximal- temperatur, führt aber gleichzeitig zu einer Anhebung der Temperatur bei einem gegebenen späteren Kurbelwinkel CA, was den Rußabbrand wiederum verstärkt.

Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus wieder im Zusammenwirken mit der hohen Abgasrückführrate EGR trotz der we- gen des langen Zündverzugs größeren vorgemischten Kraftstoffmenge und folg- lich höheren maximalen Brennrate zu einer das zulässige Maß nicht übersteigen- den 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 im zweiten Betriebsbereich B verwendenden HPLI-Verfahrens ist, dass sehr geringe NOx-und Partikelemissionen entstehen und dass eine hohe Abgastemperatur erreicht werden kann, welche für die Regeneration eines Parti- kelfilters von Vorteil ist. Wie aus der Fig. 14 hervorgeht, liegt die lokale Verbren- nungstemperatur T, im zweiten Betriebsbereich B zu einem kleinen Teil über der unteren NOx-Bildungstemperatur TNOX Das lokale Luftverhältnis 9L liegt dabei großteils über der Rußbildungsgrenze 2, . Im zweiten Betriebsbereich B wird zwar Ruß zu Beginn des Verbrennungsprozesses gebildet, durch die starken Tur- bulenzen zu Folge der Hochdruckeinspritzung und durch hohe Temperaturen ist der Ruß aber gegen Ende des Verbrennungsprozesses oxidiert, wodurch insge- samt sehr geringe Rußemissionen entstehen.

Im dritten Betriebsbereich C wird die Brennkraftmaschine konventionell mit Ab- gasrückführraten EGR zwischen 0% bis 30% betrieben, wobei Mehrfacheinsprit- zungen möglich sind. Dadurch kann eine vorgemischte und eine Diffusions- verbrennung durchgeführt werden. Für die Abgasrückführung kann auch eine Kombination aus externer und interner Abgasrückführung verwendet werden.

Zu Vergleichszwecken ist in Fig. 14 der Betriebsbereich D punktiert eingezeich- net. Dieser Betriebsbereich D wird beispielsweise in der US 6,338, 245 BS im mittleren bis hohen Teillastbereich gefahren. Dies hat aber den Nachteil, dass infolge niedriger Temperaturen der Wirkungsgrad schlecht ist. Beim vorliegenden erfindungsgemäßen Verfahren kann dieser Bereich generell vermieden werden.

Optionell kann im ersten, zweiten und/oder dritten Betriebsbereich A, B, C auch ein Drall im Brennraum generiert werden. Die Drallbildung ist von Vorteil, um die Rußbildung weiter zu verringern. Drall und hoher Wirkungsgrad müssen dabei aufeinander abgestimmt werden.

Besonders vorteilhaft ist es, wenn sich bei der Brennkraftmaschine 1001 die Ven- tilsteuerzeiten variabel verstellen lassen. Dadurch kann genau und schnell die Abgasrückführrate EGR zwischen den Betriebsbereichen A, B, C bei Laständerun- gen gestellt werden. Durch Kombination von externer und interner Abgasrück- führung ist eine besonders schnelle und genaue Steuerung der Abgasrückführ- rate EGR möglich. Schließlich kann mittels variabler Ventilsteuerung auch eine Regelung des effektiven Kompressionsverhältnisses s erfolgen, wodurch sich mit verringerter Abgasrückführrate EGR niedrigere Stickoxid-und Rußemissionen erreichen lassen.

Fig. 16 zeigt ein Ventilerhebungsdiagramm, bei dem die Ventilerhebungen Iv zu- mindest eines Auslassventiles A und zumindest eines Einlassventiles E über dem Kurbelwinkel CA aufgetragen sind. Durch Verschiebung der Einlassventilkurve E nach spät, beispielsweise mit einem Phasenschieber, können das effektive Kom- pressionsverhältnis s und die erforderliche Abgasrückführrate EGR reduziert wer- den. Dies kann in allen drei Betriebsbereichen A, B und C erfolgen. Mit Eo bzw. Ec sind Öffnungs-und Schließzeitpunkt des Einlassventiles bezeichnet. Mit Eos und Eoc sind Öffnungsbeginn und Schließzeitpunkt der verschobenen Einlassventiler- hebungskurve Es angedeutet.

Alternativ dazu kann lediglich auch nur die Schließflanke der Einlassventilerhe- bungskurve E verändert werden, wodurch der Schließzeitpunkt früher oder spä- ter liegt, wie durch die Linien Es'und Es"in Fig. 17 angedeutet ist. Es lässt sich im Wesentlichen der gleiche Effekt erzielen, wie durch Verschiebung der gesam- ten Ventilerhebungskurve (Fig. 16).

Interne Abgasrückführung kann bewirkt werden durch erneutes Öffnen des Aus- lassventils während des Einlasshubes, wie die Linie A'in Fig. 18 zeigt, oder durch erneutes Öffnen des Einlassventiles während des Auslasshubes, siehe Linie E'in Fig. 19. Dadurch kann eine schnelle Steuerung der Abgasrückführrate EGR in al- len Betriebsbereichen A, B, C bewirkt werden. Es ist möglich, den Übergang zwi- schen dem zweiten Betriebsbereich B mit 20% bis 40% iger Abgasrückführrate EGR zum ersten Betriebsbereich A mit 50% bis 70% iger Abgasrückführrate EGR nur durch interne Abgasrückführung und durch Vorverlegen des Beginnes ai der Kraftstoffeinspritzung I durchzuführen. Der entgegengesetzte Wechsel vom ers- ten Betriebsbereich A zum zweiten Betriebsbereich B ist ebenfalls möglich.

Wird keine variable Ventilsteuerung verwendet, so kann der Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Betriebsbereich A, B durch Reduzierung der exter- nen Abgasrückführrate EGR und gleichzeitiger Vorverlegung des Beginnes al der Kraftstoffeinspritzung I durchgeführt werden, wie aus Fig. 20 ersichtlich ist.

Durch die gleichzeitige Reduzierung der Abgasrückführrate EGR und Vorverle- gung des Beginnes der Kraftstoffeinspritzung I können Fehlzündungen vermieden werden. Umgekehrt kann ein Übergang zwischen dem zweiten Betriebsbereich B zum ersten Betriebsbereich A durch gleichzeitige Erhöhung der internen Abgas- rückführrate EGR und durch Vorverlegung des Beginnes ai der Einspritzung I durchgeführt werden.

Fig. 21 zeigt ein Messdiagramm eines Ausführungsbeispieles für den ersten Be- triebsbereich A, wobei Einspritzung I, Wärmefreisetzungsrate Q, kumulierte Wärmefreisetzungsrate EQ und Zylinderdruck p über dem Kurbelwinkel CA auf- getragen sind. Fig. 22 zeigt ein analoges Messdiagramm für den zweiten Be- triebsbereich B. Dünne und dicke Linien repräsentieren verschiedene Parameter- konfigurationen. Deutlich ist der relativ lange Zündverzug zwischen der Einsprit- zung I und der Verbrennung zu erkennen.

Die Fig. 23 und Fig. 24 zeigen Einspritzventile 1025 mit Doppelnadeldüsen 1100, 1200 aufweisenden Düsenhaltern 1110,1210.

Die Doppelnadeldüse 1100 aus Fig. 23 weist eine erste Düsennadel 1101 auf, welche in einer hohl ausgeführten zweiten Düsennadel 1102 verschiebbar ange- ordnet ist. Die erste Düsennadel 1101 steuert erste Einspritzöffnungen 1103, und die zweite Düsennadel 1102 steuert zweite Einspritzöffnungen 1104 an, welche in der Düsenkuppe 1106 angeordnet sind. Die Summe der Durchmesser dl der ersten Einspritzöffnungen 1103 ist dabei kleiner als die Summe der Durchmesser dz der zweiten Einspritzöffnungen 1104. Die Mittelachsen 1103a, 1104a der ers- ten Einspritzöffnungen 1103 und der zweiten Einspritzöffnungen 1104 sind auf jeweils einer Kegelfläche 1107, 1108 angeordnet, deren Kegelöffnungswinkel mit al und a2 bezeichnet ist. Dabei ist der Kegelöffnungswinkel al der ersten Ein- spritzöffnungen 1103 etwas kleiner als der Kege ! öffnungswinke ! 02 der zweiten Einspritzöffnungen 1104.

Das in Fig. 24 gezeigte Einspritzventil 1025 weist eine Doppelnadeldüse 1200 mit einer ersten Düsennadel 1201 und einer zweiten Düsennadel 1202 auf, wobei beide Düsennadeln 1201,1202 nebeneinander parallel angeordnet sind. Die Dü- senachsen 1201'und 1202'sind voneinander beabstandet. Die erste Düsennadel 1201 steuert erste Einspritzöffnungen 1203 und die zweite Düsennadel 1202 steuert zweite Einspritzöffnungen 1204 an, welche jeweils in einer Düsenkuppe 1206a, 1206b angeordnet sind. Die ersten und zweiten Einspritzöffnungen 1203, 1204 sind entlang einer Kegelmantelfläche 1207,1208 angeordnet, deren Kegel- öffnungswinkel mit ai bzw. oc2 bezeichnet ist. Die Durchmesser der ersten und zweiten Einspritzöffnungen 1203,1204 sind mit dt und mit dZ bezeichnet. Die Summe der Durchtrittsquerschnitte der ersten Einspritzöffnungen 1203 ist klei- ner als die Summe der Durchtrittsquerschnitte der zweiten Einspritzöffnungen 1204. Die Mündungen der Einspritzöffnungen 1203 in den Brennraum der ersten Düsenkuppe 1206a und die Mündungen der Einspritzöffnungen 1204 der zweiten Düsenkuppe 1206b sind jeweils in voneinander beabstandeten Normalebenen 1209a, 1209b auf die Düsennadelachsen 1201', 1202'angeordnet. Der Abstand zwischen den Normalebenen 1209a, 1209b ist mit a bezeichnet. Dieser Abstand bewirkt, dass sich die Strahlen der ersten und zweiten Einspritzöffnungen 1203, 1204 bei Vollast nicht gegenseitig behindern, also nicht aufeinander treffen.

Vorteilhafterweise sind beide Düsenkuppen 1206a, 1206b mit der gleichen Loch- anzahl, vorzugsweise drei, ausgeführt.

Die ersten und zweiten Düsennadeln 1101,1102, 1201,1202 können separat in bekannter Weise angesteuert werden, wie beispielsweise in der DE 100 40 738 AI beschrieben ist. Dabei wird im ersten Motorbetriebsbereich A die erste Düsennadel 1101, 1201 betätigt und dabei die ersten Einspritzöffnun- gen 1103,1203 geöffnet, während die zweiten Einspritzöffnungen 1104,1204 geschlossen bleiben. Im zweiten Betriebsbereich B wird die zweite Düsennadel 1102,1202 betätigt, wodurch die zweiten Einspritzöffnungen 1104,1204 geöff- net werden, während wiederum die ersten Einspritzöffnungen 1103,1203 ver- schlossen bleiben. Dadurch, dass in den Betriebsbereichen A, B jeweils separate Einspritzöffnungen 1103,1104, 1203, 1204 zur Anwendung kommen, können die Einspritzcharakteristiken für den HCLI-Betrieb im ersten Betriebsbereich A und dem HPLI-Betrieb im zweiten Motorbetriebsbereich B optimal realisiert werden.

Im dritten Betriebsbereich C werden beide Düsennadeln 1101, 1102 ; 1201, 1202 betätigt, wodurch die Einspritzung durch alle Einspritzöffnungen 1103,1104 ; 1203,1204 erfolgt.

Durch das beschriebene Verfahren lässt sich sowohl im ersten, zweiten und drit- ten Betriebsbereich A, B, C die Brennkraftmaschine mit hohem Wirkungsgrad und niedrigen NOx-und Rußemissionen betreiben.

Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvor- schläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die An- melderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.

In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbil- dung des Gegenstandes des Hautanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin ; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selb- ständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Un- teransprüche zu verstehen.

Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfin- dungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.

Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel (e) der Beschrei- bung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderun- gen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschrei- bung Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegens- tand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf-und Arbeitsverfahren betreffen.