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 vermindert 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 be- wirkt 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.

Aus der Veröffentlichung"Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) of Diesel Fuel", Allen W. Gray et al., SAE 971676, ist es bekannt, dass bei der Ver- brennung eines durch Selbstzündung entflammten mageren Kraftstoff-Luftge- misches wegen der homogenen Konzentrations-und Temperaturverteilung äußerst niedrige Emissionswerte für NOx und Ruß erzielt werden. Dieses Ver- fahren wird im englischen Sprachraum als HCCI-Verfahren (Homogeneous Charge Compression Ignition) bezeichnet.

Weiters ist es bekannt, Kolben für Diesel-Brennkraftmaschinen mit einer im We- sentlichen torusförmigen Kolbenmulde auszubilden. Im Übergangsbereich zwi- schen Kolbenstirnseite und Kolbenmulde ist dabei eine Einschnürung angeordnet, welche einen relativ engen Überströmquerschnitt ausbildet. Durch den engen Überströmquerschnitt wird eine hohe Gemischbildungsenergie bereitgestellt, wo- durch die Kraftstoffaufbereitung wesentlich verbessert wird. Kolben mit derarti- gen torusförmigen Kolbenmulden sind etwa aus den Veröffentlichungen EP 0 383 001 A1, DE 1 122 325 AS, AT 380 311 B, DE 21 36 594 Al, DE 974 449 C oder JP 60-206960 A bekannt. Bei konventionell betriebenen Brennkraftmaschinen ergeben sich mit solchen Kolben folgende vorteilhafte Aus- wirkungen auf das Betriebsverhalten der Brennkraftmaschine : Die rauchbegren- zende Vollast kann erhöht werden ; es ist möglich hohe Verdichtungen zu reali- sieren, woraus ein niedrigeres Verbrennungsgeräusch durch kleineren Zündver- zug, geringere Kohlenwasserstoff-Emissionen, ein günstigeres Startverhalten des Motors und eine Verbesserung des Wirkungsgrades der Brennkraftmaschine re- sultieren ; weiters ergibt sich die Möglichkeit, den Zündzeitpunkt in Richtung spät zu verlegen, ohne wesentlichen Rauch-, Verbrauchs-und HC-Anstieg, durch die Tatsache, dass die Gemischbildungsenergie über einen längeren Zeitraum hoch bleibt. Diese Möglichkeit bedeutet vor allem eine Absenkung von Stickoxiden, Verbrennungsgeräusch und Zylinderspitzendruck.

Weiters ist aus der Veröffentlichung DE 11 22 325 Cl ein Kolben mit einer Kol- benmulde und einer Einschnürung bekannt, wobei zwischen Quetschfläche und Einschnürung eine Einformung vorgesehen ist.

Bei nach dem HCLI-Verfahren oder HPLI-Verfahren arbeitenden Brennkraftma- schinen wurden bisher derartige Kolbenformen mit tiefer, eingeschnürter Kol- benmulde nicht verwendet, da bisher angenommen wurde, dass durch die tiefe Kolbenmulde und die starke Quetschströmung Startfähigkeit und thermody- namischer Wirkungsgrad zu stark verschlechtert werden würden. In der US 6,158, 413 A wird daher vorgeschlagen, die Quetschströmung überhaupt zu unterdrücken, wobei ein Kolben mit einer sehr flachen Kolbenmulde verwendet wird.

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

Erfindungsgemäß wird dies durch folgende Schritte erreicht : 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, vor- zugsweise 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt der Kompres- sionsphase begonnen wird, wobei vorzugsweise der Kraftstoff im ersten Betriebsbereich über erste Einspritzöffnungen und im zweiten Betriebsbereich zumindest über zweite Einspritzöffnungen eines vorzugsweise als Doppelnadeldüse aus- geführten 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 Vollast 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 Kaltstarts 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.

Für den HCLI-Betrieb ist vorgesehen, dass zumindest ein Kolben mit zumindest einer Quetschfläche und einer torusförmigen Kolbenmulde und einer Einschnü- rung im Übergangsbereich zwischen Quetschfläche und Kolbenmulde bereitge- stellt wird, dass bei Aufwärtsbewegung des Kolbens eine von außen nach innen in die Kolbenmulde gerichtete Quetschströmung erzeugt wird, dass der Kraftstoff zumindest überwiegend in die torusförmige Kolbenmulde eingespritzt wird und durch die Quetschströmung entlang der Kolbenmuldenseitenwand und/oder des Kolbenbodens unter zumindest teilweisem Verdampfen transportiert wird. Der Kraftstoffstrahl wird dabei in die in die Kolbenmulde einströmende Quetschströ- mung eingespritzt. Die Quetschströmung leitet den Großteil des Kraftstoffes in die Kolbenmulde, wo er verdampft und eine annähernd homogene Vermischung mit der einströmenden Luft erfährt. Die Strömung in der Kolbenmulde hängt davon ab, ob eine drallbehaftete oder dralllose Einlassströmung vorliegt.

Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass der Kraftstoff in Richtung der Ein- schnürung des Kolbens gespritzt wird, wobei zu Einspritzbeginn der Schnittpunkt der Strahlachse zumindest eines Einspritzstrahles für einen Großteil der Kraft- stoffmenge in einem Bereich zwischen der Muldenseitenwand und den Quetsch- fläche liegt, der einen überhängenden Wandbereich, die Einschnürung sowie ei- nen Einlaufbereich zwischen Quetschfläche und Einschnürung beinhaltet.

Bei konventionellen Diesel-Brennkraftmaschinen wird üblicherweise der Schnitt- punkt und der Einspritzzeitpunkt des Kraftstoffes so gewählt, dass der Kraftstoff bei Einspritzbeginn-unabhängig von der Belastung-auf den überhängenden Wandbereich unterhalb der Einschnürung auftrifft. Beim Gegenstand der vorlie- genden Erfindung ist vorgesehen, dass der Schnittpunkt bei niedriger Last auf einen Bereich des überhängenden Wandbereiches innerhalb der Kolbenmulde eingestellt wird, und dass mit ansteigender Last der Schnittpunkt in Richtung der Einschnürung verschoben wird. Dies kann durch Vorverlegen des Einspritzzeit- punktes erreicht werden. Dadurch wird ein Teil des Kraftstoffes in den Spalt zwi- schen Kolben und dem Zylinderkopf-entgegen der Quetschströmung-einge- spritzt. Ein großer Teil des in den Zwischenraum zwischen Kolbenoberfläche und Zylinderkopf eingespritzten Kraftstoffes wird von der Quetschströmung in die Kolbenmulde mitgerissen. Dies verbesserte die Luftverteilung und die Gemisch- aufbereitung unter vorteilhafter Verringerung der HC-und CO-Emissionen. Die Verbrennung des Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt sowohl in der Kolbenmulde, als auch im Zwischenraum zwischen der Kolbenoberfläche und dem Zylinderkopf.

Da die Brennkraftmaschine mit relativ hohen Abgasrückführraten zwischen 50° und 70° betrieben wird, liegt die lokale Verbrennungstemperatur unter der NOx- Bildungstemperatur. Das lokale Luftverhältnis bleibt oberhalb der Rußbildungs- grenze. Die Abgasrückführung kann durch externe oder interne Abgasrückfüh- rung oder durch eine Kombination von externer und interner Abgasrückführung mit variabler Ventilsteuerung erreicht werden. Die Kraftstoffeinspritzung erfolgt bei einem Einspritzdruck zwischen 500 und 2500 bar. Der Verbrennungsschwer- punkt liegt zwischen 10° vor bis 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt, wodurch sich ein sehr hoher Wirkungsgrad einstellt. Die Brennkraftmaschine wird mit einem globalen Luftverhältnis von etwa 1,0 bis 2,0 betrieben.

Im Rahmen der Erfindung ist für den HPLI-Betrieb vorgesehen, dass zumindest ein Kolben mit zumindest einer Quetschfläche und einer torusförmigen Kolben- mulde und einer Einschnürung im Übergangsbereich zwischen Quetschfläche und Kolbenmulde bereitgestellt wird, dass bei Aufwärtsbewegung des Kolbens eine von außen nach innen in die Kolbenmulde gerichtete Quetschströmung erzeugt und eine turbulente Grundströmung innerhalb der Kolbenmulde initiiert wird, dass der Kraftstoff zumindest überwiegend in die torusförmige Kolbenmulde ein- gespritzt wird und entlang der Kolbenmuldenseitenwand und/oder des Kolbenbo- dens unter zumindest teilweisem Verdampfen transportiert wird. Die Strömung in der Kolbenmulde hängt davon ab, ob eine drallbehaftete oder dralllose Einlass- strömung vorliegt.

Die Verbrennung des Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt sowohl in der Kolbenmulde, als auch im Zwischenraum zwischen der Kolbenoberseite und dem Zylinderkopf.

Beim HPLI-Verfahren liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem oberen Totpunkt der Kompression. Wegen des-verglichen mit der konventionellen Ein- spritzung vor dem oberen Totpunkt-nach dem oberen Totpunkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller Betriebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgases zwischen 20% und 40% ist der Zündverzug hier länger. Gegebenenfalls können zur Verlängerung des Zündverzuges auch weitere Mittel, wie eine Absenkung des effektiven Kompressionsverhältnisses und/oder der Einlasstemperatur, sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer eine Erhöhung des Einspritzdrucks und/oder eine Vergrößerung der Spritzlochquerschnitte der Einspritzdüse, herangezogen werden. Die Einspritzdauer wird derart gestaltet, dass das Einspritzende vor dem Verbrennungsbeginn liegt. In diesem Fall kann die Rußemission auf sehr niedrigem Niveau gehalten werden. Dies kann dadurch erklärt werden, dass dabei das gleichzeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoffstrahl einerseits und der den Strahl konventionellerweise umhüllenden Flamme andererseits, vermieden wird, wodurch auch die sonst zur Rußbildung führenden, unter Luftmangel ablaufenden, Oxidationsreaktionen in Strahlnähe unterbunden werden. Für das HPLI-Verbrennungsverfahren werden Einspritz- drücke von mindestens 500 bar benötigt. Der Vorteil dieses Verfahrens ist, dass sehr niedrige NOx-und Partikelemissionen entstehen und dass eine relativ hohe Abgastemperatur erreicht wird, welche wiederum von Vorteil ist bei der Regene- ration von Partikel-Abgasnachbehandlungseinrichtungen. Die Brennkraftmaschine wird mit einem globalen Luftverhältnis von etwa 1,0 bis 2,0 betrieben.

Weiters ist es von Vorteil, wenn das geometrische Kompressionsverhältnis varia- bel ist. Das geometrische Kompressionsverhältnis ist dabei in einem Bereich zwi- schen 14 und 18 veränderbar. Ein hohes Kompressionsverhältnis ist für die Phase des Kaltstarts von Vorteil. Eine Reduzierung des Kompressionsverhältnisses während des Lastanstieges erhöht die maximal erreichbare Last und verringert die Rußemissionen durch längeren Zündverzug.

Dabei kann vorgesehen sein, dass das effektive Kompressionsverhältnis durch den Schließzeitpunkt zumindest eines Einlassventiles verändert wird. Durch Ver- zögerung des Einlassschlusses oder durch sehr frühen Einlassschluss-etwa um 0° bis 20° Kurbelwinkel-kann das effektive Kompressionsverhältnis reduziert werden, wodurch die für niedrige NOx-Raten und Rußemissionen erforderliche Abgasrückführrate vermindert werden kann. Dabei können sowohl der Zeitpunkt des Einlassöffnens, als auch der Zeitpunkt des Einlassschließens oder nur der Einlassschließzeitpunkt verschoben werden. Durch Spätstellung des Einlassventil- schließzeitpunktes in zumindest einem Betriebsbereich kann das Verbrennungs- geräusch deutlich gesenkt werden. Auch die Rauchbildung kann vermindert und der Kraftstoffverbrauch insbesondere bei höheren Lasten reduziert werden.

Durch Früh-oder Spätverstellen des Einlassschlusses lässt sich die Verdichtungs- endtemperatur absenken und der Zündverzug verzögern. Bei Frühverstellen des Einlassschlusses ergibt sich der zusätzliche Effekt der Ladungskühlung. Über den Schließzeitpunkt der Einlassventile lässt sich somit der Verbrennungsablauf, ins- besondere die Schwerpunktlage der Verbrennung (MFB 50%-mass fraction burned) regeln. Dies kann entweder zusätzlich oder kombiniert mit der MFB 50% - Regelung über den Einspritzzeitpunkt-oder als eigenständiger Regeleingriff bei nahezu homogener HCCI-Verbrennnung (Homogeneous Charge Compression Ignition), wo keine Korrelation zwischen Einspritzbeginn und Brennbeginn bzw. der MFB 50%-Lage gegeben ist, erfolgen. Auch die Verbrennungsdämpfung bzw. der Verlauf der Wärmefreisetzungsrate bzw. die Lage und des Beitrags des ma- ximalen Zylinderdruckgradienten dp/da (p... Zylinderdruck, a... Kurbelwinkel) über den Schließzeitpunkt der Einlassventile-zusätzlich zur oder kombiniert mit einer dp/da-Regelung über interne Abgasrückführung, oder als eigenständiger Re- geleingriff bei nahezu homogener HCCI-Verbrennnung, wo keine Korrelation zwi- schen Einspritzbeginn und Brennbeginn, bzw. MFB 50%-Lage gegeben ist-gere- gelt werden. Weiters kann der Zündverzug (also das Zeitfenster zwischen Ein- spritzbeginn und dem Beginn der Hauptverbrennung ohne Vorreaktionen), insbe- sondere in Kombination mit interner oder externer Abgasrückführung, über den Schließzeitpunkt der Einlassventile optimal geregelt werden.

Sowohl beim HCLI-, als auch beim HPLI-Betrieb ist es vorteilhaft, wenn eine drallbehaftete Einlassströmung mit einer Drallzahl 2 1 im Zylinder erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die Quetschströmung entlang der Kolbenmulden- seitenwand unter zumindest teilweisem Verdampfen in Richtung Kolbenboden und weiter entlang des Kolbenbodens zum Muldenzentrum transportiert wird. Der Drall wird während der Kompressionsphase innerhalb der Kolbenmulde aufrecht gehalten.

In einer anderen Ausführung dagegen ist vorgesehen, dass eine dralilose Einlass- strömung mit einer Drallzahl < 1 im Zylinder erzeugt wird und dass der Kraftstoff durch die Quetschströmung unter zumindest teilweisem Verdampfen vom Mul- denzentrum entlang des Kolbenbodens zur Kolbenmuldenseitenwand und weiter zur Einschnürung transportiert wird.

Überraschenderweise hat sich gezeigt, dass durch die eingezogene Kolbenmulde die Startfähigkeit bei nach dem HCLI-Verfahren und/oder nach dem HPLI-Ver- fahren arbeitenden Brennkraftmaschinen nicht wesentlich verschlechtert wird.

Die Einbuße an thermodynamischem Wirkungsgrad zu Folge der Quetschströ- mung kann durch die verbesserte Gemischaufbereitung in der Kolbenmulde zu Folge der hohen Turbulenz mehr als wett gemacht werden.

Zur Durchführung des Verfahrens eignet sich eine Brennkraftmaschine mit zu- mindest einer Einspritzeinrichtung zur direkten Kraftstoffeinspritzung, mit einer Abgasrückführeinrichtung und zumindest einem in einem Zylinder hin-und her- gehenden Kolben, welcher eine ausgeprägte Quetschfläche und eine torusförmige Kolbenmulde aufweist. Der Kolben weist dabei im Übergangsbereich zwischen den Quetschfläche und der Kolbenmulde eine kreisförmige Einschnürung auf.

Dadurch wird einerseits eine ausgeprägte Quetschströmung erzeugt und ande- rerseits erreicht, dass die Strömung mit relativ hoher Geschwindigkeit in die Mulde einströmt. Das relativ hohe Turbulenzniveau innerhalb der Kolbenmulde wirkt sich vorteilhaft auf das Durchbrennverhalten aus, wodurch HC-und CO- Emissionen deutlich verringert werden können. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Kolbenmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis größter Muldendurch- messer DB zu Kolbendurchmesser D gilt : 0,5 < DB/D < 0,7 und wenn die Kol- benmulde so bemessen ist, dass für das Verhältnis größte Muldentiefe HB zu Kol- bendurchmesser D gilt : 0,12 < HB/D < 0,22. Dadurch kann die freie Kraftstoff- strahllänge möglichst groß gehalten werden. Zur Ausbildung einer ausgeprägten Quetschströmung ist vorzugsweise vorgesehen, dass die Kolbenmulde so bemes- sen ist, dass für das Verhältnis Durchmesser DT der Einschnürung zu größtem Muldendurchmesser DB gilt : 0,7 < DT/DB < 0, 95.

Zwischen der Quetschfläche und der Einschnürung ist als Einlaufbereich eine umlaufende ringförmige Einformung mit einem ebenen Boden und einer zylindri- schen Wand angeordnet. Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die Einformung eine Tiefe zwischen 5% und 15% der größten Muldentiefe aufweist, dass die Einfor- mung eine zumindest teilweise zylindrische Wand aufweist und dass die Einfor- mung im Bereich der Wand einen Durchmesser aufweist, der zwischen 10% bis 20% größer ist als der Durchmesser der Einschnürung. Durch die Einformung wird bei abwärtsgehendem Kolben eine Verringerung der radialen Ausströmge- schwindigkeit aus der Kolbenmulde erreicht. Dadurch werden Kraftstoffanteile nicht entlang der Kolbenstirnseite, sondern in axialer Richtung zum Zylinderkopf geleitet.

Um die Zylinderfüllung insbesondere bei hohen Raten von rückgeführtem Abgas zu erhöhen und den HCLI-Lastbereich zu erweitern, kann vorgesehen sein, dass die Brennkraftmaschine in zumindest einem Betriebsbereich mit Impulsaufladung betrieben wird. Eine Brennkraftmaschine und ein Verfahren zur Impulsaufladung ist etwa aus der DE 199 08 435 Al bekannt.

Um bei kurzen Schubphasen NOx-Spitzen beim Wiedereinsetzen zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn im Schubbetrieb eine im Einlassstrang angeordnete Dros- selklappe geschlossen und ein Abgasrückführventil in der Abgasrückführleitung geöffnet wird. Aus der DE 101 18 878 Al ist es bekannt, im Schiebebetrieb der Brennkraftmaschine Abgas rückzuführen, um bei längeren Schubphasen ein Ab- sinken der Katalysatortemperatur zu vermeiden.

Um zu hohe Rußemissionen in Folge zu geringen Luft/Kraftstoffverhältnisses zu vermeiden, kann vorgesehen sein, dass die maximal erlaubt Einspritzmenge aus einem minimal erlaubten Luft/Kraftstoffverhältnis und der aktuellen gemessenen Frischluftmasse berechnet wird. Alternativ zur aktuellen gemessenen Frischluft- masse kann das aktuelle Luft/Kraftstoffverhältnis mit einer Sonde gemessen werden.

Der für die Verbrennungsregelung verwendete Istwert zumindest eines Verbren- nungsparameters kann als gewichteter Mittelwert aus den vorangegangenen Ein- zelzykluswerten berechnet werden. Beispielsweise kann der Istwert der Schwer- punktlage der Verbrennung MFB50, st eines Zyklus z aus den letzten vier Einzel- zykluswerten mit einer 40%, 30%, 20%, 10%-Gewichtung wie folgt berechnet werden : MFB50jst (z) = 0, 4 MFB50 (z'') + 0, 3 * MFB50 (z-2) + 0, 2 * MFB50 (z-3) + 0, 1 MFB50 (z-4) Weiters ist eine Adaption der Reglerparameter eines Verbrennungsreglers (zum Beispiel eines MFB50-Reglers) als Funktion des geforderten Sollwertes vorteil- haft. Die Parameter des Reglers werden in Abhängigkeit des Sollwertes ange- passt. Bei Verschiebung der Schwerpunktlage der Verbrennung MFB 50% in Richtung spät (etwa im HPLI-Betrieb) wird der Einfluss des Einspritzzeitpunktes auf die Verbrennungslage immer stärker (die Streckenverstärkung steigt). Daher werden die Reglerparameter (Verstärkungsfaktor) als Funktion des Sollwertes der Verbrennungslage MFB 50% so angepasst, dass sich das Übertragungsver- halten des geschlossenen Regelkreises auch für späte Verbrennungslagen nicht ändert.

Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen Fig. 1 eine Brennkraftmaschine zur Durchführung des erfindungsge- mäßen Verfahrens, in einer schematischen Ansicht, Fig. 2 ein Diagramm, in welchem das lokale Luftverhältnis über der lo- kalen Temperatur T, aufgetragen ist, Fig. 3 ein Last-Drehzahidiagramm, Fig. 4 bis Fig. 7 Ventilhubdiagramme mit verschiedenen variablen Steuer- zeiten, Fig. 8 ein Einspritzzeit-EGR-Rate-Lastdiagramm, Fig. 9 ein Messdiagramm für den ersten Betriebsbereich A, Fig. 10 ein Messdiagramm für den zweiten Betriebsbereich B, Fig. 11 eine Doppelnadeldüse mit koaxialer Düsennadel, Fig. 12 eine Doppelnadeldüse mit parallel nebeneinander angeordneten Düsennadeln, Fig. 13 und Fig. 14 einen Zylinder der erfindungsgemäßen Brennkraftma- schine im Längsschnitt, Fig. 15 das Detail III aus Fig. 13 und Fig. 16 dieses Detail gemäß dem Stand der Technik.

Fig. 1 zeigt eine Brennkraftmaschine 1 mit einem Einlasssammler 2 und einem Auslasssammler 3. Die Brennkraftmaschine 1 wird über einen Abgasturbolader 4, welche eine abgasbetriebene Turbine 5 und einen durch die Turbine 5 angetrie- benen Verdichter 6 aufweist, aufgeladen. Stromaufwärts des Verdichters 6 ist auf der Einlassseite ein Ladeluftkühler 7 angeordnet.

Weiters ist ein Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 mit einer ersten Abgasrück- führleitung 9 zwischen dem Abgasstrang 10 und der Einlassleitung 11 vorgese- hen. Das Abgasrückführsystem 8 weist einen Abgasrückführkühler 12 und ein Abgasrückführventil 13 auf. Abhängig von der Druckdifferenz zwischen den Aus- lassstrang 10 und der Einlassleitung 11 kann in der ersten Abgasrückführleitung 9 auch eine Abgaspumpe 14 vorgesehen sein, um die Abgasrückführrate zu steuern bzw. zu erhöhen.

Neben diesem Hochdruck-Abgasrückführsystem 8 ist ein Niederdruck-Abgas- rückführsystem 15 stromabwärts der Turbine 5 und stromaufwärts des Verdich- ters 6 vorgesehen, wobei in der Abgasleitung 16 stromabwärts eines Partikelfil- ters 17 eine zweite Abgasrückführleitung 18 abzweigt und stromaufwärts des Verdichters 6 in die Ansaugleitung 19 einmündet. In der zweiten Abgasrückführ- leitung 18 ist weiters ein Abgasrückführkühler 20 und ein Abgasrückführventil 21 angeordnet. Zur Steuerung der Abgasrückführrate ist in der Abgasleitung 16 stromabwärts der Abzweigung ein Abgasventil 22 angeordnet.

Stromaufwärts der Abzweigung der ersten Abgasrückführleitung 9 ist im Abgas- strang 10 ein Oxidationskatalysator 23 angeordnet, welcher HC, CO und flüchtige Teile der Partikelemissionen entfernt. Ein Nebeneffekt ist, dass die Abgastempe- ratur dabei erhöht wird und somit zusätzliche Energie der Turbine 5 zugeführt wird. Prinzipiell kann dabei der Oxidationskatalysators 23 auch stromabwärts der Abzweigung der Abgasrückführleitung angeordnet sein. Die in Fig. 1 gezeigte An- ordnung mit der Abzweigung stromabwärts des Oxidationskatalysators 23 hat den Vorteil, dass der Abgaskühler 12 einer geringeren Verschmutzung ausgesetzt ist, aber den Nachteil, dass aufgrund der höheren Abgastemperaturen eine hö- here Kühlleistung durch den Abgasrückführkühler 12 notwendig wird.

Alternativ oder zusätzlich zur Aufladung durch den Verdichter 6 kann auch eine Impulsaufladung vorgesehen sein. Die Impulsaufladung ist eine Weiterentwick- lung der Schwingrohraufladung. Eine Steigerung der Zylinderfüllung wird er- reicht, wenn die Schwingrohrlänge mit der Motordrehzahl so korrespondiert, dass die Unterdruckwelle des ansaugenden Zylinders nach Reflexion am Schwing- sammler als Überdruckwelle das Einlassventil erreicht und dieser Überdruck nach Einlassschluss im Brennraum eingeschlossen wird. Die Gasdynamik des La- dungswechsels wird dabei durch ein Impulsschaltorgan in jedem Saugrohr ge- steigert. Wird das Impulsschaltorgan vor dem Einlassschluss geschlossen, ist durch die Verdichterwirkung des rückkehrenden Kolbens ein Überdruckaufbau im Einlasskanal stromabwärts des Impulsschaltorgans möglich. Diese Druckspei- cherung erfordert ein sehr dichtes Klappensystem mit kurzen Schaltzeiten, ins- besondere kleiner als 10 ms-gemessen bei einer Schaltbewegung von einer ersten Endlage in eine zweite Endlage und wieder zurück.

Pro Zylinder 24 weist die Brennkraftmaschine 1 zumindest ein direkt Diesel- Kraftstoff in den Brennraum einspritzendes Einspritzventil 25 auf, welches vor- zugsweise in der Lage ist, mehrere Einspritzungen pro Arbeitszyklus vorzuneh- men und deren jeweiliger Einspritzbeginn in einem Bereich zwischen 50° Kurbel- winkel CA vor dem oberen Totpunkt TDC bis 50° Kurbelwinkel CA nach dem oberen Totpunkt TDC verändert werden kann. Der Einspritzdruck sollte in einem Bereich zwischen 500 und 2500 bar liegen, wobei vorzugsweise der maximale Einspritzdruck dabei mindestens 1000 bar betragen sollte.

Die Brennraumform und die Kraftstoffeinspritzkonfiguration sind im Wesentlichen für eine konventionelle Volllast-Diesel-Verbrennung auszulegen.

Fig. 2 zeigt ein Diagramm, in welchem das lokale Luftverhältnis BL über der loka- len Verbrennungstemperatur TL aufgetragen ist. In dem mit SOOT bezeichneten Bereich tritt starke Rußbildung auf, mit NOx ist der Bereich starker Stickoxidbil- dung bezeichnet. Mit A, B, C sind erster, zweiter und dritter Betriebsbereich 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. 3 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. 2 hervorgeht, liegt der erste Betriebsbereich A deutlich über der für die Rußentstehung maßgeblichen Grenze für das lokale Luftverhältnis bols. Durch eine hohe Abgasrückführrate EGR zwischen 50% bis 80% wird erreicht, dass die lokale Verbrennungstemperatur T, stets unter der minimalen Stickoxidbildungs- temperatur TNOX bleibt. Die Einspritzung erfolgt bei einem Druck zwischen 400 und 1000 bar. Der lange Zündverzug bewirkt, dass die Verbrennungsphase in die wirkungsgradoptimale Lage um den oberen Totpunkt TDC geschoben wird. Der Verbrennungsschwerpunkt liegt in einem Bereich zwischen-10° bis 10° Kurbel- winkel CA nach dem oberen Totpunkt TDC, wodurch ein hoher Wirkungsgrad er- reicht werden kann. Die hohe Abgasrückführrate EGR, welche für den ersten Be- triebsbereich A erforderlich ist, kann entweder durch externe Abgasrückführung alleine, oder durch Kombination externer mit interner Abgasrückführung 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. 2 hervorgeht, liegt die lokale Verbren- nungstemperatur TL im zweiten Betriebsbereich B zu einem kleinen Teil über der unteren NOx-Bildungstemperatur TNOX-Das lokale Luftverhältnis X, liegt dabei großteils über der Rußbildungsgrenze , LS. 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. 2 der Betriebsbereich D punktiert eingezeichnet.

Dieser Betriebsbereich D wird beispielsweise in der US 6,338, 245 Bl im mittleren bis hohen Teillastbereich gefahren. Dies hat aber den Nachteil, dass infolge nied- riger Temperaturen der Wirkungsgrad schlecht ist. Beim vorliegenden erfin- dungsgemäßen 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 1 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. 4 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. Weiters kann durch Verändern des Schließzeitpunktes des Einlassventils der Zündverzug geregelt werden. Durch Spätstellen des Schließzeitpunktes des Ein- lassventils kann das Verbrennungsgeräusch deutlich abgesenkt werden. Weiters ist eine Reduktion des Rauches und des Kraftstoffverbrauches bei höheren Lasten möglich. 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 Einlass- ventilerhebungskurve 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. 5 angedeutet ist. Es lässt sich im Wesentlichen der gleiche Effekt erzielen, wie durch Verschiebung der gesamten Ventilerhebungskurve (Fig. 4).

Interne Abgasrückführung kann bewirkt werden durch erneutes Öffnen des Aus- lassventils während des Einlasshubes, wie die Linie A'in Fig. 6 zeigt, oder durch erneutes Öffnen des Einlassventiles während des Auslasshubes, siehe Linie E'in Fig. 7. Dadurch kann eine schnelle Steuerung der Abgasrückführrate EGR in allen 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. 8 ersichtlich ist. Durch die gleichzeitige Reduzierung der Abgasrückführrate EGR und Vorverlegung 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 Abgasrück- führrate EGR und durch Vorverlegung des Beginnes a, der Einspritzung I durch- geführt werden.

Fig. 9 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. 10 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 Figuren 11 und 12 zeigen Einspritzventile 25 mit Doppelnadeldüsen 100,200 aufweisenden Düsenhaltern 110,210.

Die Doppelnadeldüse 100 aus Fig. 11 weist eine erste Düsennadel 101 auf, wel- che in einer hohl ausgeführten zweiten Düsennadel 102 verschiebbar angeordnet ist. Die erste Düsennadel 101 steuert erste Einspritzöffnungen 103, und die zweite Düsennadel 102 steuert zweite Einspritzöffnungen 104 an, welche in der Düsenkuppe 106 angeordnet sind. Die Summe der Durchmesser dz der ersten Einspritzöffnungen 103 ist dabei kleiner als die Summe der Durchmesser d2 der zweiten Einspritzöffnungen 104. Die Mittelachsen 103a, 104a der ersten Ein- spritzöffnungen 103 und der zweiten Einspritzöffnungen 104 sind auf jeweils ei- ner Kegelfläche 107, 108 angeordnet, deren Kegelöffnungswinkel mit al und a2 bezeichnet ist. Dabei ist der Kegelöffnungswinkel al der ersten Einspritzöffnun- gen 103 etwas kleiner als der Kegelöffnungswinkel aZ der zweiten Einspritzöff- nungen 104.

Das in Fig. 12 gezeigte Einspritzventil 25 weist eine Doppelnadeldüse 200 mit einer ersten Düsennadel 201 und einer zweiten Düsennadel 202 auf, wobei beide Düsennadeln 201,202 nebeneinander parallel angeordnet sind. Die Düsenachsen 201'und 202'sind voneinander beabstandet. Die erste Düsennadel 201 steuert erste Einspritzöffnungen 203 und die zweite Düsennadel 202 steuert zweite Ein- spritzöffnungen 204 an, welche jeweils in einer Düsenkuppe 206a, 206b ange- ordnet sind. Die ersten und zweiten Einspritzöffnungen 203,204 sind entlang einer Kegelmantelfläche 207,208 angeordnet, deren Kegelöffnungswinkel mit al bzw. a2 bezeichnet ist. Die Durchmesser der ersten und zweiten Einspritzöffnun- gen 203,204 sind mit dl und mit d2 bezeichnet. Die Summe der Durchtrittsquer- schnitte der ersten Einspritzöffnungen 203 ist kleiner als die Summe der Durch- trittsquerschnitte der zweiten Einspritzöffnungen 204. Die Mündungen der Ein- spritzöffnungen 203 in den Brennraum der ersten Düsenkuppe 206a und die Mündungen der Einspritzöffnungen 204 der zweiten Düsenkuppe 206b sind je- weils in voneinander beabstandeten Normalebenen 209a, 209b auf die Düsenna- delachsen 201', 202'angeordnet. Der Abstand zwischen den Normalebenen 209a, 209b ist mit a bezeichnet. Dieser Abstand bewirkt, dass sich die Strahlen der ersten und zweiten Einspritzöffnungen 203,204 bei Vollast nicht gegenseitig behindern, also nicht aufeinander treffen. Vorteilhafterweise sind beide Düsen- kuppen 206a, 206b mit der gleichen Lochanzahl, vorzugsweise drei, ausgeführt.

Die ersten und zweiten Düsennadeln 101,102, 201,202 können separat in be- kannter Weise angesteuert werden, wie beispielsweise in der DE 100 40 738 AI beschrieben ist. Dabei wird im ersten Motorbetriebsbereich A die erste Düsenna- del 101,201 betätigt und dabei die ersten Einspritzöffnungen 103,203 geöffnet, während die zweiten Einspritzöffnungen 104,204 geschlossen bleiben. Im zwei- ten Betriebsbereich B wird die zweite Düsennadel 102,202 betätigt, wodurch die zweiten Einspritzöffnungen 104,204 geöffnet werden, während wiederum die ersten Einspritzöffnungen 103,203 verschlossen bleiben. Dadurch, dass in den Betriebsbereichen A, B jeweils separate Einspritzöffnungen 103,104, 203,204 zur Anwendung kommen, können die Einspritzcharakteristiken für den HCLI-Be- trieb im ersten Betriebsbereich A und dem HPLI-Betrieb im zweiten Motorbe- triebsbereich B optimal realisiert werden. Im dritten Betriebsbereich C werden beide Düsennadeln 101,102 ; 201,202 betätigt, wodurch die Einspritzung durch alle Einspritzöffnungen 103,104 ; 203,204 erfolgt.

Wie in Fig. 13 bis Fig. 16 gezeigt, weist der im Zylinder 24 hin-und hergehende Kolben 27 eine im Wesentlichen rotationssymmetrische torusförmige Kolben- mulde 28 mit einer Einschnürung 29 auf, welche einen überhängenden Wandbe- reich 30 ausbildet. Die Seitenwand der Kolbenmulde 28 ist mit 31, der Kolbenbo- den mit 32, und das erhabene Muldenzentrum mit 44 bezeichnet.

An der Kolbenstirnseite 33 ist außerhalb der Einschnürung 29 eine Quetschfläche 34 ausgebildet. Die geometrische Form des Kolbens 27, der Einspritzzeitpunkt und die Einspritzgeometrie des Einspritzventils 25 sind so bemessen, dass die Achsen 35 der Einspritzstrahlen auf einen Bereich 36 (Fig. 15) um die Einschnü- rung 29 zwischen der Seitenwand 31 und der Quetschfläche 34 gerichtet sind.

Der Bereich 36 beinhaltet den überhängenden Wandbereich 30, die Einschnürung 29 selbst, sowie einen durch eine umlaufende ringförmige Einformung 37a gebil- deten Einlaufbereich 37 zwischen der Quetschfläche 34 und der Einschnürung 29.

Die Einformung 37a weist einen ebenen Boden 37b und eine zylindrische Wand 37c auf, wobei ein Übergangsradius r zwischen etwa 1 mm und 50% der Kol- benmuldentiefe HB ausgebildet ist. Die Tiefe h der Einformung 37a beträgt etwa 5% bis 15% der größten Muldentiefe HB. Der Durchmesser D, der Einformung 37a ist um 10% bis 20% größer als der Durchmesser DT der Einschnürung 29.

Die Kolbenmulde 28 weist einen relativ großen maximalen Durchmesser DB auf, wobei das Verhältnis DB zu D im Bereich zwischen 0,5 bis 0,7 liegt. Das Verhält- nis der maximalen Kolbentiefe HB zum Kolbendurchmesser D beträgt vorteilhafter Weise zwischen 0,12 und 0,22. Dadurch lässt sich eine lange freie Strahllänge erzeugen, was für die Gemischbildung von Vorteil ist. Um eine starke Quetsch- strömung 43 auszubilden, beträgt das Verhältnis des Durchmessers DT der Ein- schnürung 29 zum maximalen Kolbendurchmesser DB zwischen 0,7 bis 0, 95. Da- durch werden hohe Eintrittsgeschwindigkeiten in die Kolbenmulde 28 erreicht, was sich günstig für die Homogenisierung des Kraftstoff-Luftgemisches auswirkt.

Die Geometrie der Einspritzstrahlen 35 sowie die Geometrie der Kolbenmulde 28 können für eine konventionelle Diesel-Brennkraftmaschine im Volllastpunkt opti- miert werden.

Zumindest für den HCLI-Betrieb gilt : Die eigentlichen ersten Schnittpunkte 38 der Achsen 35 der ersten Einspritzstrahlen des Großteiles der eingespritzten Kraftstoffmenge liegen innerhalb des Bereiches 36 und werden in Abhängigkeit der Last verändert. Bei niedriger Last liegt der Schnittpunkt 38 im Bereich des überhängenden Wandbereiches 30. Mit Bezugszeichen 39 ist der unterste Schnittpunkt 38 bei sehr niedriger Last angedeutet. Mit ansteigender Last wird der Schnittpunkt 38 in Richtung der Quetschfläche 34 verschoben, wie in Fig. 3 mit Pfeile Pl angedeutet ist. Bezugszeichen 40 markiert in Fig. 15 die oberste Extremposition für den Schnittpunkt 38. Bei höherer Last wird somit ein Teil des eingespritzten Kraftstoffes in den Quetschraum 41 zwischen der Quetschfläche 34 und dem Zylinderkopf 42 entgegen der Richtung der Quetschströmung 43 bzw. 43a eingespritzt. In Fig. 14 ist mit Bezugszeichen 43 die Quetschströmung bei drallbehafteter Einlassströmung und mit Bezugszeichen 43a die Quetsch- strömung bei drallloser Einlassströmung eingezeichnet. Durch die Aufwärtsbewe- gung des Kolbens 27 wandert der Schnittpunkt 38 während einer Einspritzung in Richtung der Kolbenmulde 28, wie durch Pfeil P2 angedeutet ist. Die bei Auf- wärtsbewegung des Kolbens 27 durch die Quetschfläche 34 erzeugte Quetsch- strömung 43,43a bewirkt, dass ein Teil des in den zwischen Kolbenstirnseite 33 und Zylinderkopf 42 ausgebildeten Quetschraum 41 gelangenden Kraftstoffes von der Quetschströmung 43,43a in Richtung der Kolbenmulde 28 mitgerissen wird und dort verdampft. Dadurch ergibt sich eine besonders gute Durchmi- schung mit der Luft, wodurch einerseits die maximale erreichbare Last im HCLI- Betrieb erhöht und andererseits HC-und CO-Emissionen weiter reduziert werden können. Die Verbrennung findet sowohl innerhalb der Kolbenmulde 28, als auch im Bereich des Quetschraumes 41 statt.

Durch die Einformung 37a wird bei Abwärtsbewegung des Kolbens 27 die radiale Ausströmgeschwindigkeit wesentlich vermindert, wodurch wesentlich weniger Kraftstoffanteile an die Kolbenoberseite 33 und weiter zur Zylinderwand beför- dert werden. Dadurch gelangen nur wenige Verbrennungsrückstände in das Mo- toröl.

Zum Vergleich ist in Fig. 16 der Bereich 36'des ersten Schnittpunktes des Ein- spritzstrahles zu Beginn der Kraftstoffeinspritzung im Bereich des oberen Tot- punktes einer konventionellen geschichtet betriebenen Diesel-Brennkraftma- schine dargestellt. Der Bereich 36'des Kraftstoffes bleibt-unabhängig vom Lastzustand-üblicherweise stets im Bereich des überhängenden Wandbereiches 30. Der Schnittpunkt wird somit nicht verschoben.

Der Beginn der Einspritzung liegt im HCLI-Betrieb insbesondere im unteren Teil- lastbereich relativ früh im Kompressionstakt, also etwa bei 50° bis 5° Kurbelwin- kel vor dem oberen Totpunkt, wodurch ein langer Zündverzug zur Ausbildung eines teilhomogenen Gemisches für eine vorgemischte Verbrennung zur Verfü- gung steht. Durch die ausgeprägte Vormischung und Verdünnung können extrem niedrige Ruß-und NOx-Emissionswerte erreicht werden. Das lokale Luftverhältnis bleibt dabei stets deutlich über der für die Rußentstehung maßgeblichen Grenze.

Durch eine hohe Abgasrückführrate zwischen 50% bis 70% wird erreicht, dass die lokale Verbrennungstemperatur stets unter der minimalen Stickoxidbil- dungstemperatur bleibt. Die Einspritzung erfolgt dabei bei einem Druck zwischen 500 bis 2500 bar. Der lange Zündverzug bewirkt, dass die Verbrennungsphase in die wirkungsgradoptimale Lage um den oberen Totpunkt geschoben wird. Der Verbrennungsschwerpunkt liegt in einem Bereich zwischen etwa 10° Kurbelwin- kel vor bis etwa 10° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt, wodurch ein hoher Wirkungsgrad erreicht werden kann. Die hohe Abgasrückführrate kann entweder durch externe Abgasrückführung alleine, oder auch durch Kombination externer mit interner Abgasrückführung durch variable Ventilsteuerung erzielt werden. Um eine hohe Turbulenz bei der Gemischbildung zu erreichen, sind drallerzeugende Einlasskanäle zur Generierung einer hohen Drallzahl bis etwa 5 von Vorteil.

Wird die Brennkraftmaschine nach dem sogenannten HPLI-Verfahren (Highly Premixed Late Injection) betrieben, so liegt der Hauptanteil der Einspritzphase nach dem oberen Totpunkt. Die Brennkraftmaschine wird mit einer Abgasrück- führrate zwischen 20% bis 40% betrieben, wobei der Beginn der Einspritzung in einem Bereich zwischen 2° Kurbelwinkel vor dem oberen Totpunkt bis 10° Kur- belwinkel nach dem oberen Totpunkt liegt. Durch die vollständige Trennung des Endes der Einspritzung und des Beginnes der Verbrennung wird eine teilweise Homogenisierung des Gemisches mit vorgemischter Verbrennung erreicht. We- gen des verglichen mit der konventionellen Einspritzung vor dem oberen Tot- punkt sinkenden Temperaturniveaus und der gegenüber konventioneller Be- triebsweise erhöhten Menge rückgeführten Abgase ist der Zündverzug länger.

Zur Verlängerung des Zündverzuges können auch andere Mittel, wie eine Absen- kung des effektiven Kompressionsverhältnisses und/oder der Einlasstemperatur sowie zur Verkürzung der Einspritzdauer eine Erhöhung des Einspritzdruckes und/oder eine Vergrößerung der Spritzfochquerschnitte der Einspritzdüse heran- gezogen werden. Die kurze Einspritzdauer ist erforderlich, damit das Einspritz- ende noch vor dem Verbrennungsbeginn liegt. In diesem Fall kann die Rußemis- sion auf sehr niedrigem Niveau gehalten werden. Dies kann dadurch erklärt wer- den, dass dabei das gleichzeitige Auftreten von flüssigem Kraftstoff im Kraftstoff- strahl und der den Strahl konventionellerweise umhüllenden Flamme vermieden wird, wodurch auch die sonst zur Rußbildung führenden, unter Luftmangel ab- laufenden Oxidationsreaktionen in Strahlnähe unterbunden werden. Die späte Lage des Einspritzzeitpunktes führt zusammen mit dem relativ langen Zündver- zug zu einer Spätverlagerung des gesamten Verbrennungsablaufes, wodurch auch der Zylinderdruckverlauf nach spät verschoben und die Maximaltemperatur abgesenkt wird, was zu einer niedrigen NOx-Emission führt.

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

Die Verschiebung der Verbrennung in den Expansionstakt führt darüber hinaus wieder im Zusammenwirken mit der hohen Abgasrückführrate trotz der wegen des langen Zündverzugs größeren vorgemischten Kraftstoffmenge und folglich höheren maximalen Brennrate zu einer das zulässige Maß nicht übersteigenden Druckanstiegsrate in Zylinder. Die hohe maximale Brennrate, die zu einem hohen Gleichraumgrad führt, ist in der Lage, den Wirkungsgradverlust durch Spätverla- gerung der Verbrennungsphase zum Teil auszugleichen. Zur Erzielung eines ho- hen Wirkungsgrades sollte der Verbrennungsschwerpunkt möglichst nahe am oberen Totpunkt TDC sein.

Der Vorteil des verwendenden HPLI-Verfahrens ist, dass sehr geringe NOx-und Partikelemissionen entstehen und dass eine hohe Abgastemperatur erreicht wer- den kann, welche für die Regeneration eines Partikelfilters von Vorteil ist. Die lokale Verbrennungstemperatur kann zu einem kleinen Teil über der unteren NOx-Bildungstemperatur liegen. Das lokale Luftverhältnis liegt dabei großteils über der Rußbildungsgrenze. Beim HPLI-Verfahren wird zwar Ruß zu Beginn des Verbrennungsprozesses gebildet, durch die starken Turbulenzen zu Folge der Hochdruckeinspritzung und durch hohe Temperaturen ist der Ruß aber gegen Ende des Verbrennungsprozesses oxidiert, wodurch insgesamt sehr geringe Ruß- emissionen entstehen. Die hohe Abgasrückführrate kann auch hier entweder durch externe Abgasrückführung alleine, oder auch durch Kombination externer mit interner Abgasrückführung durch variable Ventilsteuerung erzielt werden. Um eine hohe Turbulenz bei der Gemischbildung zu erreichen, sind drallerzeugende Einlasskanäle zur Generierung einer hohen Drallzahl von bis etwa 5 ebenfalls von Vorteil.

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.

Um bei kurzen Schubphasen NOx-Spitzen beim Wiedereinsetzen zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn im Schubbetrieb eine im Einlassstrang angeordnete Dros- selklappe geschlossen und ein Abgasrückführventil in der Abgasrückführleitung geöffnet wird.

Um zu hohe Rußemissionen in Folge zu geringen Luft/Kraftstoffverhältnisses zu vermeiden, kann vorgesehen sein, dass die maximal erlaubt Einspritzmenge FuelMax aus einem minimal erlaubten Luft/Kraftstoffverhältnis ÄM) n und der aktu- ellen gemessenen Frischluftmasse Airact berechnet wird : FuelMax = Airact tstöch iMin wobei fstoch das stöchiometrische Gewichtsverhältnis zwischen Luft und Kraftstoff ist. Alternativ zur aktuellen gemessenen Frischluftmasse kann das aktuelle Luft/Kraftstoffverhältnis mit einer Sonde gemessen werden.

Der für die Verbrennungsregelung verwendete Istwert zumindest eines Verbren- nungsparameters kann als gewichteter Mittelwert aus den vorangegangenen Ein- zelzykluswerten berechnet werden. Beispielsweise kann der Istwert der Schwer- punktlage der Verbrennung MFB50ist eines Zyklus z aus den letzten vier Einzel- zykluswerten mit einer 40%, 30%, 20%, 10%-Gewichtung wie folgt berechnet werden : MFB50jst (z) = 0, 4 MFB50 (z') + 0, 3 t MFB50 (z-2) + 0, 2 MFB50 (z-3) + 0, 1 MFB50 (z-4) Weiters ist eine Adaption der Reglerparameter eines Verbrennungsreglers (zum Beispiel eines MFB50-Reglers) als Funktion des geforderten Sollwertes vorteil- haft. Die Parameter des Reglers werden in Abhängigkeit des Sollwertes ange- passt. Bei Verschiebung der Schwerpunktlage der Verbrennung MFB 50% in Richtung spät (etwa im HPLI-Betrieb) wird der Einfluss des Einspritzzeitpunktes auf die Verbrennungslage immer stärker (die Streckenverstärkung steigt). Daher werden die Reglerparameter (Verstärkungsfaktor) als Funktion des Sollwertes der Verbrennungslage MFB 50% so angepasst, dass sich das Übertragungsver- halten des geschlossenen Regelkreises auch für späte Verbrennungslagen nicht ändert.

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.