NO137196B - ANALOGICAL PROCEDURES FOR THE PREPARATION OF THERAPEUTIC ACTIVE 1-BENZYL-3-AMINO-PYRAZOLONES- (5) - Google Patents

Description

Selvtennende, luftkomprimerende forbrenningsmotor. Self-igniting, air-compressing internal combustion engine.

Oppfinnelsen angår en selvtennende The invention relates to a self-igniting

forbrenningsmotor, hvor det hen mot slut-ten av kompresjonslaget innsprøytes flyt-ende brennstoff i form av en slank kjernestråle med et omgivende slør av fine brenn-stoffsmådråper i et kule- eller pæreformet for-kammer, symmetrisk til dettes aJkse, og hvor for-kammeret og sylinderrommet er forbundet med hinannen gjennom en stru-pende, symmetrisk til for-kammerets akse anordnet åpning, hvis trangeste, mot sylinderrommet vendende del har en sylindrisk eller svakt kjegleformig utformning, til hvilken det i retning mot for-kammeret slutter seg en utvidelse på slik måte at veggen av den trangeste del og veggen av utvidelsen danner et av en knekk bestående overgangssted. Oppfinnelsens oppgave består deri, vidtgående å tilpasse dreiemomentets forløp til de krav som stilles spe-sielt til kjøretøymotorer. I denne sammen-heng skal det nevnes at det største dreiemoment, resp. det største midlere effektive trykk, opptrer ved midlere eller lavt omdreiningstall. Denne oppgave blir ved en forbrenningsmotor av den ovennevnte art i henhold til oppfinnelsen løst derved at den ved overgangsstedet oppstående brennstoffstrålen omgivende lufthvirvel internal combustion engine, where liquid fuel is injected towards the end of the compression stroke in the form of a slender core jet with a surrounding veil of fine fuel droplets in a spherical or bulb-shaped pre-chamber, symmetrical to its axis, and where the chamber and the cylinder space are connected to each other through a throttling opening arranged symmetrically to the axis of the pre-chamber, the narrowest part of which, facing the cylinder space, has a cylindrical or slightly conical design, to which an extension joins in the direction towards the pre-chamber in such a way that the wall of the narrowest part and the wall of the extension form a transition point consisting of a crack. The task of the invention consists in largely adapting the course of the torque to the requirements set especially for vehicle engines. In this context, it should be mentioned that the greatest torque, resp. the greatest mean effective pressure occurs at medium or low revolutions. In an internal combustion engine of the above-mentioned type, according to the invention, this task is solved by the fact that the surrounding vortex of the fuel jet arising at the point of transition

påvirkes slik av overgangsknekkens form, at lufthvirvelen ved et omdreiningstall, ved hvilket motoren skal avgi det høyeste dreiemoment, er i stand til, omtrent i den midtre del av for-kammeret å fremkalle den første tenning på smådråpesløret, hvilken tenning blåser det allerede i retning mot sylinderrommet forbi tennstedet fremad- is influenced in such a way by the shape of the transition break that the air vortex at a speed at which the engine must emit the highest torque is able, approximately in the middle part of the pre-chamber, to cause the first ignition of the droplet veil, which ignition is already blowing in the direction towards the cylinder compartment past the ignition point forward-

trengte brennstoff fra for-kammeret inn i sylinderrommet. needed fuel from the pre-chamber into the cylinder compartment.

Det største dreiemoment ligger omtrent mellom 50 og 70 % av det største omdreiningstall når overgangsvinkelen utgjør The largest torque is approximately between 50 and 70% of the largest rpm when the transition angle is

mellom 150 og 170°, og at hastigheten av den i for-kammeret inntredende luft ved between 150 and 170°, and that the speed of the air entering the pre-chamber at

begynnelsen av innsprøytningen i det før-ste tilfelle ligger ved oa. 200 m/sek. og i det annet tilfelle ved ca. 350 m/sek. the beginning of the injection in the first case is at oa. 200 m/sec. and in the other case at approx. 350 m/sec.

Med fordel kan knekken også dannes av en passende avrunding, når det er nød-vendig å utforme overgangspartiet mellom for-kammeret og det trangeste tverrsnitt skålformig, dvs. når det på dette sted ikke uten videre lar seg anbringe en egnet kjeg-leaktig utvidelse ved de bestemte dimen-sjoner av for-kammeret og det trangeste tverrsnitt. Advantageously, the crack can also be formed by a suitable rounding, when it is necessary to design the transition part between the pre-chamber and the narrowest cross-section bowl-shaped, i.e. when it is not possible to easily place a suitable cone-like extension at this place by they determined the dimensions of the front chamber and the narrowest cross-section.

Hensiktsmessig er i det nevnte tilfelle avrundingsradlen lik 3 mm ved en hastighet på 350 m/sek. av den i for-kammeret innstrømmende luft, når det største dreiemoment skal ligge ved 2/3 av det største omdreiningstall. Hvis dreiemomentets mak-simum skal forlegges i retning mot lavere omdreiningstall, bør radien r velges min-dre. Appropriately, in the aforementioned case, the rounding radius is equal to 3 mm at a speed of 350 m/sec. of the air flowing into the pre-chamber, when the largest torque is to be at 2/3 of the largest rpm. If the torque maximum is to be shifted in the direction of lower revolutions, the radius r should be chosen smaller.

Tegningene viser tre utførelseseksem-pler på oppfinnelsen. Fig. 1 viser en utførelse hvor det høy-este dreiemoment ligger omtrent ved det halve omdreiningstall. Fig. 2 viser en utførelse hvor det høy-este dreiemoment ligger omtrent ved 70 % av det høyeste omdreiningstall. Fig. 3 viser en foretrukken utførelse av den tilhørende stempelforsenknlng. Fig. 4 viser dreiemomentforløpet for utførelsesformene i fig. 1 og 2. Fig. 5 viser en videre utførelse av oppfinnelsen. The drawings show three embodiments of the invention. Fig. 1 shows an embodiment where the highest torque is approximately at half the number of revolutions. Fig. 2 shows an embodiment where the highest torque is approximately at 70% of the highest speed. Fig. 3 shows a preferred embodiment of the associated piston recess. Fig. 4 shows the torque progression for the embodiments in fig. 1 and 2. Fig. 5 shows a further embodiment of the invention.

I fig. 1 og 2 er for-kammeret betegnet med 1, og den innsats som danner forbindelsesåpningen 2 er betegnet med 3. Inn i for-kammeret 1 rager en innsprøytnings-dyse 4 og en glødetrådplugg 5. Innsprøyt-ningsdysen 4 er fortrinnsvis utformet som strupetappdyse med en teoretisk sprøyte-vinkel på 0°. Brennstoff strålen 6 består av en slank kjernestråle 7 og et slør 8 av smådråper. In fig. 1 and 2, the pre-chamber is denoted by 1, and the insert that forms the connection opening 2 is denoted by 3. Into the pre-chamber 1 project an injection nozzle 4 and a filament plug 5. The injection nozzle 4 is preferably designed as a throttle nozzle with a theoretical spray angle of 0°. The fuel jet 6 consists of a slender core jet 7 and a veil 8 of droplets.

For-kammeret 1 er ved vannkjølte motorer fortrinnsvis isolert mot sylinderhodet ved en luftspalte. Ved luftkjølte motorer gir anordningen av for-kammeret i kjøle-luftstrømmen en brukbar varmetilstand i for-kammeret under driften. Innsatsen 3 kan i begge tilfeller være isolert mot sy-linderhodebutnnen lo ved en luftspalte 9. Innsatsen 3 omgir forbindelsesåpningen 2. Denne består av en trangeste del 11, hvis åpningsventil a er 10° ved de i fig. 1 og 2 viste utførelsesformer. Til delen 11 slutter det seg en kjegleformet utvidelse 12, hvis åpningsvinkel 02 ligger mellom 30 og 60°. Veggene av utvidelsen 12 og av delen 11 danner ved overgangsstedet benene av overgangsvinkelen |3, som ligger mellom 150 og 170°. Til utvidelsen 12 kan det slutte seg en videre overgangskjegle 14, som i det foreliggende tilfelle har en åpningsvinkel på 90°, eller en passende avrunding. I det øvre dødpunkt av stemplet 15 dannes sylinderrommet i det vesentlige av hvirvellom-mene 16 og det fordypede utmunningssted 17 av forbindelsesåpningen 2. Den reste-rende del av stempelbunnen er plan og kommer i det øvre dødpunkt nær hen til sylinderhodebunnen 10, med den vanlige sikerhetsavstand fra sistnevnte. Den av ut-sparingene 16 og 17 dannede forsenkning i stemplet er overalt like dyp. For-kammeret 1 og forbindelsesåpningen 2 innehol-der i det øvre dødpunkt fortrinnsvis ca. For water-cooled engines, the pre-chamber 1 is preferably insulated against the cylinder head by an air gap. In the case of air-cooled engines, the arrangement of the pre-chamber in the cooling air flow provides a usable heat state in the pre-chamber during operation. In both cases, the insert 3 can be insulated from the cylinder head bottom by an air gap 9. The insert 3 surrounds the connection opening 2. This consists of a narrowest part 11, whose opening valve a is 10° at those in fig. 1 and 2 showed embodiments. A cone-shaped extension 12 joins the part 11, whose opening angle 02 lies between 30 and 60°. The walls of the extension 12 and of the part 11 form at the transition point the legs of the transition angle |3, which lies between 150 and 170°. A further transition cone 14 can be added to the extension 12, which in the present case has an opening angle of 90°, or a suitable rounding. At the top dead center of the piston 15, the cylinder space is essentially formed by the vortex pockets 16 and the deepened outlet 17 of the connection opening 2. The remaining part of the piston base is flat and comes at the top dead center close to the cylinder head base 10, with the usual safety distance from the latter. The depression in the piston formed by the recesses 16 and 17 is equally deep everywhere. The front chamber 1 and the connection opening 2 contain at top dead center preferably approx.

50 % av forbrenmingsluften. Denne mengde kan avvike betydelig oppover og nedover. Avstanden fra overgangsstedet 13 til ende-flaten av innsprøytningsdysen 4 er omtrent 1—1,3 ganger den største diameter av for-kammeret. Det pære- eller kuleformede for-kammers akse 18 ligger på skrå og uten-for midtlinjen av sylinderhodet. Aksen 18 faller sammen med forbindelsesåpningens akse. For-kammeret kan også ha en av sylindriske og kjeglestuimipsf ormede avsnitt 50% of the combustion air. This amount can vary significantly up and down. The distance from the transition point 13 to the end surface of the injection nozzle 4 is approximately 1-1.3 times the largest diameter of the pre-chamber. The pear-shaped or spherical pre-chamber axis 18 lies obliquely and outside the center line of the cylinder head. The axis 18 coincides with the axis of the connection opening. The pre-chamber can also have one of cylindrical and cone-shaped sections

sammensatt, tilnærmet kule- eller pære-formig utforming. Den viste stilling av for-kammeret er bestemt for motorer med to ventiler. Ventilenes stilling er antydet i fig. 3. Tverrsnittet av den trangeste del 11 av forbindelsesåpningen 2 utgjør ca. 1/100— compound, almost spherical or pear-shaped design. The position of the pre-chamber shown is for engines with two valves. The position of the valves is indicated in fig. 3. The cross-section of the narrowest part 11 of the connection opening 2 is approx. 1/100—

1/200 av stempelflaten. Denne verdi refe-rerer seg til motorer som har en midlere stempelhastighet av ca. 10 m/sek. Den min-dre forbindelsesåpning 2 hører til omdreiningstall på omkring 3000/mln., den større til omdreiningstall på omkring 2000/min. For bedre forståelse er formen av lufthvirvelen og den tilstrepte posisjon av den første tenning angitt. Lufthvirvelen er betegnet med 19 og stedet for den første tenning med 20. 1/200 of the piston surface. This value refers to engines that have an average piston speed of approx. 10 m/sec. The smaller connection opening 2 belongs to a rotation speed of about 3000/min., the larger one to a rotation speed of about 2000/min. For better understanding, the shape of the air vortex and the dashed position of the first ignition are indicated. The air vortex is designated by 19 and the location of the first ignition by 20.

I fig. 5 har henvisningstallene 1—10 samt 15 samme betydning som i fig. 1 og 2. Utførelsen i fig. 5 avviker fra den i fig. 1 og 2 viste bare ved følgende enkeltheter: I fig. 5 er den trangeste del 11 av forbindelsesåpningen 2 sylindrisk. Til delen 11 slutter seg avrundingen 21, hvis 'radius ligger mellom 2 og 4 mm. Ved radiens r inn-gang i det sylindriske parti 11 ligger av-rivningsstedet 22. Til avrundingen 21 slutter seg bunnen 23 av den skålformige utvidelse, som begrenses av sideveggen 24, som går over i for-kammerets 1 innervegg og er forbundet med bunnen 23 ved avrundingen 25. In fig. 5, the reference numbers 1-10 and 15 have the same meaning as in fig. 1 and 2. The embodiment in fig. 5 differs from that in fig. 1 and 2 only showed the following details: In fig. 5, the narrowest part 11 of the connection opening 2 is cylindrical. The part 11 is joined by the rounding 21, the radius of which is between 2 and 4 mm. At the entrance of the radius r into the cylindrical part 11 is the tear-off point 22. The rounding 21 is joined by the bottom 23 of the bowl-shaped extension, which is limited by the side wall 24, which passes into the inner wall of the front chamber 1 and is connected to the bottom 23 at round 25.

Virkningen av de i henhold til oppfinnelsen anvendte forholdsregler kan for-klares på følgende måte: Dreiemoment og midlere effektivt trykk forløper propor-sjonalt over omdreiningstallet. Størrelsen av det midlere effektive trykk avhenger i høy grad av utnyttelsen av luften, og ho-vedsakelig av utnyttelsen av den i sylinderrommet værende luftandel. I denne forbin-delse er det viktig at den andel av det inn-sprøytede brennstoff, til hvis forbrenning den i for-kammeret værende luft ikke er tilstrekkelig, blir hurtigst mulig og kraf-tigst mulig blåst inn i sylinderrommet ved hjelp av den i for-kammeret opptredende for-forbrenning. Dette er erfaringsmessig bare mulig hvis den til forbrenningen i sylinderrommet bestemte brennstoffandel allerede er trengt frem forbi stedet for den første tenning, i retning mot sylinderrommet, i det øyeblikk den første tenning fore-går. Forløpet av innsprøytningen og forbrenningen er i detalj følgende: Innsprøyt-ningen begynner som regel ca. 10—15 millisekunder før det øvre dødpunkt, hvilket ved motorer med forskjellig omdreiningstall svarer til en vekslende verdi av veiv-grader. Brennstoffstrålen går, når de vanlige innsprøytningsdyser anvendes, gjennom for-kammeret med en hastighet som hurtig avtar fra en begynnelseshastighet på oa. 100 m/sek. til oa. 10—20 m/sek., slik at breninstoffstrålens spiss etter forløpet av den ca. 1—3 millisekunder varende ten-ningsforsinkelse befinner seg i området av forbindelsesåpningens innmunning i sylinderrommet. I løpet av denne tid strømmer het luft gjennom forbindelsesåpningen inn i for-kammeret med en hastighet som avtar fra 200—400 m/sek. ved innsprøytnin-gens begynnelse til 0 1 det øvre dødpunkt, uten å hindre brennstoffstrålens fremad-bevegelse i synderlig grad. Ved overgangsstedet 13,21 danner luftstrømmen en hvir-vel og treffer brennstoffstrålens ytre slør av smådråper, hvorved disse smådråper blandes med luften, mens kjernestrålen fremdeles forblir i det vesentlige massiv. Det synes å avhenge av hvirvlingsgraden og av innstrømningshastigheten i hvilket om-råde det første tenningssted kommer til å ligge. Åpenbart inntrer den beste virkning når tennstedet ligger i den midtre del av for-kammeret. Flammen forplanter seg derfra nesten øyeblikkelig i begge retnin-ger langs brennstoffstrålen, og den i for-kamimerets midtre del oppstående trykk-stigning driver brennstoffet, som har trengt frem forbi tenningsstedet i retning mot sylinderrommet, inn i sistnevnte. Når det ved liten overgangsvinkel eller radius samtidig opptrer en sterk hvirvling og ved største omdreiningstall en stor innstrøm-ningshastighet, synes tenningsstedet å ligge så nær ved innsprøytningsdysen at også det brennstoff, som egentlig skulle for-brenne i for-kammeret, blåses inn i sylinderrommet, hvor det i det første øyeblikk ikke forefinnes tilstrekkelig megen luft. Hvis på den annen side innstrømnings-hastigheten er liten ved lavt omdreiningstall, mens samtidig hvirviingen ved stor overgangsvinkel eller radius er liten-, synes tenningsstedet å ligge for nær ved forbindelsesåpningen, slik at trykkstigningen på dette sted holder for meget brennstoff til-bake i for-kammeret, i hvilket det ikke er forhånden tilstrekkelig megen forbren-ningsluft. Følgelig synes det at man ved sterk hvirvling, tilsvarende liten overgangsvinkel eller radius og liten innstrømnings-hastighet, så vel som ved svak hvirvling, tilsvarende stor overgangsvinkel og stor innstrømningshastighet kan oppnå et omtrent like godt resultat. Man er derfor ved valget av overgangsvinkel p resp. avrundingsradien r i stand til å legge dreiemo-mentmaksimumet i det ønskede omdrei-ningstallområde. The effect of the precautionary measures used according to the invention can be explained as follows: Torque and mean effective pressure are proportional to the number of revolutions. The size of the mean effective pressure depends to a large extent on the utilization of the air, and mainly on the utilization of the proportion of air in the cylinder space. In this connection, it is important that the proportion of the injected fuel, for the combustion of which the air in the pre-chamber is not sufficient, is blown as quickly as possible and as powerfully as possible into the cylinder space by means of the pre-chamber -chamber performing pre-combustion. According to experience, this is only possible if the proportion of fuel determined for the combustion in the cylinder chamber has already penetrated past the place of the first ignition, in the direction of the cylinder chamber, at the moment the first ignition takes place. The course of the injection and combustion is as follows in detail: The injection usually begins approx. 10-15 milliseconds before top dead center, which in the case of engines with different rpm corresponds to an alternating value of crank degrees. The fuel jet passes, when the usual injection nozzles are used, through the pre-chamber at a speed which rapidly decreases from an initial speed of oa. 100 m/sec. to etc. 10-20 m/sec., so that the tip of the fuel jet after its course of approx. An ignition delay lasting 1-3 milliseconds is located in the area of the mouth of the connection opening in the cylinder compartment. During this time, hot air flows through the connection opening into the pre-chamber at a speed which decreases from 200-400 m/sec. at the beginning of the injection to 0 1 top dead center, without impeding the forward movement of the fuel jet to a significant degree. At the transition point 13, 21, the air flow forms a vortex and hits the fuel jet's outer veil of droplets, whereby these droplets mix with the air, while the core jet still remains essentially solid. It seems to depend on the degree of swirl and on the inflow velocity in which area the first ignition point will be located. Obviously, the best effect occurs when the ignition point is in the middle part of the pre-chamber. From there, the flame propagates almost instantly in both directions along the fuel jet, and the pressure rise in the middle part of the pre-chamber drives the fuel, which has penetrated past the ignition point in the direction of the cylinder compartment, into the latter. When, at a small transition angle or radius, a strong swirl occurs at the same time and at the highest rpm a high inflow velocity, the ignition point appears to be so close to the injection nozzle that the fuel, which should actually burn in the pre-chamber, is also blown into the cylinder space , where at the first moment there is not enough air. If, on the other hand, the inflow velocity is small at low revolutions, while at the same time the swirl at a large transition angle or radius is small, the ignition point appears to be too close to the connection opening, so that the pressure rise at this point holds too much fuel back in the - the chamber, in which there is not enough combustion air beforehand. Consequently, it seems that with strong swirl, correspondingly small transition angle or radius and small inflow velocity, as well as with weak swirl, correspondingly large transition angle and high inflow velocity, an approximately equally good result can be achieved. One is therefore when choosing the transition angle p or the rounding radius is able to place the torque maximum in the desired rpm range.

Den ovenfor som innstrømningshastig- The above as inflow rate-

het betegnede regneverdi VE er for enkel-hets skyld beregnet etter formelen For simplicity's sake, the designated calculation value VE is calculated according to the formula

hvor VK er den momentane stempelhastighet ved innsprøytningens begynnelse, FK er stempelflaten og FE er innstrømnings-åpningens minste tverrsnitt. where VK is the instantaneous piston speed at the beginning of the injection, FK is the piston surface and FE is the smallest cross-section of the inflow opening.

Claims (5)

1. Selvtennende, luftkomprimerende forbrenningsmotor, hvor det hen mot slut-ten av kompresjonslaget innsprøytes flyt-ende brennstoff i form av en slank kjernestråle med et omgivende slør av fine brenn-stoffsmådråper i et kule- eller pæreformet forkammer, symmetrisk til dettes akse, og hvor for-kammeret og sylinderrommet er forbundne med hinannen gjennom en stru-pende, symmetrisk til for-kammerets akse anordnet åpning, hvis trangeste, mot sylinderrommet vendende del har en sylindrisk eller svakt kjegleformig utforming, til hvilken det i retning mot for-kammeret slutter seg en utvidelse på slik måte at veggen av den trangeste del og veggen av utvidelsen danner et av en knekk bestående overgangssted, karakterisert ved at den ved overgangsstedet (13) oppstående, brennstoffstrålen (6) omgivende lufthvirvel (19) påvirkes slik av overgangsknekkens form, at lufthvirvelen ved et omdreiningstall, ved hvilket motoren skal avgi det høyeste dreiemoment, er i stand til, omtrent i den midtre del av for-kammeret (1), å fremkalle den første tenning på smådråpesløret (2), hvilken tenning blåser det allerede i retning mot sylinderrommet (16) forbi tennstedet (20) fremadtrengte brennstoff fra for-kammeret (1) inn i sylinderrommet (16).1. Self-igniting, air-compressing internal combustion engine, where liquid fuel is injected towards the end of the compression stroke in the form of a slender core jet with a surrounding veil of fine fuel droplets in a spherical or pear-shaped pre-chamber, symmetrical to its axis, and where the pre-chamber and the cylinder space are connected to each other through a throttling opening arranged symmetrically to the axis of the pre-chamber, the narrowest part of which facing the cylinder space has a cylindrical or slightly conical design, to which it ends in the direction towards the pre-chamber itself an expansion in such a way that the wall of the narrowest part and the wall of the expansion form a transition point consisting of a crack, characterized in that the air vortex (19) arising at the transition point (13) surrounding the fuel jet (6) is thus affected by the shape of the transition crack, that the air vortex at a speed at which the engine must deliver the highest torque is capable of, approximately in the middle part of f the or chamber (1), to cause the first ignition of the droplet veil (2), which ignition blows the already pushed fuel from the fore chamber (1) into the cylinder chamber (16) in the direction of the cylinder chamber (16) past the ignition point (20) . 2. Forbrenningsmotor ifølge påstand 1, karakterisert ved at overgangsvinkelen (P) utgjør mellom 150 og 170°, og at hastigheten av den i for-kammeret (1) inntredende luft ved begynnelsen av inn-sprøytningen i det første tilfelle ligger ved ca. 200 m/sek. og i det annet tilfelle ved ca. 350 m/sek.2. Combustion engine according to claim 1, characterized in that the transition angle (P) is between 150 and 170°, and that the speed of the air entering the pre-chamber (1) at the beginning of the injection in the first case is at approx. 200 m/sec. and in the other case at approx. 350 m/sec. 3. Forbrenningsmotor ifølge påstand 1, karakterisert ved at overgansstedet (21) har en avrundingsradius (r) på 2—4 mm og at utvidelsen har form av en flat skål i hvis bunn (23) avrundingsradien (r) går over, og hvis sidevegg (24) løper ut i for-kammerets (1) innervegg.3. Combustion engine according to claim 1, characterized in that the transition point (21) has a rounding radius (r) of 2-4 mm and that the extension has the form of a flat bowl in whose bottom (23) the rounding radius (r) goes over, and whose side wall (24) runs out into the inner wall of the pre-chamber (1). 4. Forbrenningsmotor ifølge påstand 1, karakterisert ved at avrundingsradien (r) er lik 3 mm ved en hastighet på oa. 350 m/sek. av den i for-kammeret innstrøm-mende luft.4. Internal combustion engine according to claim 1, characterized in that the rounding radius (r) is equal to 3 mm at a speed of oa. 350 m/sec. of the air flowing into the pre-chamber. 5. Forbrenningsmotor ifølge påstand 1, karakterisert ved at avstanden mellom overgangsstedet (13, 21) og innsprøytnings- dysen (4) utgjør mellom 1 og 1,3 av den største for-kammerdiameter.5. Internal combustion engine according to claim 1, characterized in that the distance between the transition point (13, 21) and the injection the nozzle (4) is between 1 and 1.3 of the largest pre-chamber diameter.