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Bei Ottomotoren wird das Verdichtungsverhältnis durch die Klopfgrenze begrenzt und bei Dieselmotoren muss es so gewählt werden, dass beim kalten Motor ein sicheres Anspringen des Motors möglich ist. Generell steigt mit steigendem Verdichtungsverhältnis der thermodynamische Wirkungsgrad, wobei bei zu hoch gewähltem Verdichtungsverhältnis aufgrund zunehmender Reibung es auch Einbußen gibt. Auch aus Festigkeitsgründen darf das Verdichtungsverhältnis nicht zu hoch gewählt werden, um die maximale Festigkeit der Bauteile nicht zu überschreiten. Im Teillastbetrieb können mit einem hohen Verdichtungsverhältnis höhere Wirkungsgrade erzielt werden. Alle diese gegensätzlichen Ziele können mit Hilfe eines variablen Verdichtungsverhältnisses erfüllt werden, indem betriebspunktabhängig das jeweils optimale Verdichtungsverhältnis eingestellt wird, um zum einen den Kraftstoffverbrauch zu reduzieren und zum anderen die Klopfneigung, die zu Beschädigung des Motors führt, zu verhindern.
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Aus der Literatur ist die Möglichkeit aus
DE 10 2008 005 333 B4 zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) durch Variation des Kompressionsvolumens, indem die erfindungsgemäß ausgestalteten zylinderförmigen Ein- und Auslassventile in den Brennraum ein- und ausgeführt werden, bekannt. Die Abdichtung des Brennraums erfolgt hierbei über die zylinderförmige Außenmantelfläche der Ein- und Auslassventile und der entsprechenden Innenmantelfläche der Ein- und Auslasskanäle. Diese Art der Abdichtung des Brennraums ist jedoch, insbesondere bei hohen Zylinderdrücke, nicht optimal.
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Durch Zu- bzw. Abschaltung von Zusatzvolumina zum Brennraum ist es gemäß
DE 44 17 309 A1 ebenfalls möglich das Verdichtungsverhältnis zu steuern, wobei die Zusatzvolumina in einem Schieber mit Umfangsvertiefungen integriert sind, die je nach Stellung des Schiebers in dem Brennraum einer Verdichtungssteuerung ermöglichen.
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Mit
EP 2 336 521 A1 kann das Verdichtungsverhältnis in zwei Stufen „hight-ratio position” und „low-ratio position” verstellt werden. Eine dritte Stufe kann über ein „hydraulic double piston” und zweiteiligen ”valve seat” eingestellt werden, womit auch damit eine kontinuierliche Verstellung des Verdichtungsverhältnisses nicht möglich ist.
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Bei der
DE 38 01 102 A ist der Brennraum zweigeteilt, in welchem ein hydraulisch betätigter „Nebenkolben” eingebaut ist. Bei Variation des Verdichtungsverhältnisses muss der „Nebenkolben” einschließlich der gesamten Einlassventileinheit (Ventil, Ventilfeder, Zwischenstück des Einlasskanals, ...) verstellt werden, wodurch der Brennraum zerklüftet wird.
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Die Erfindung
JP S58 165 544 A weist ein zweiteiliger und flexibler Strömungskanal auf, damit das „housing 4” mit dem darin integriertem „exhaust valve 1” gegenüber den „cylinder head 5” verstellt werden kann. Zur Änderung des Verdichtungsverhältnisses müssen „housing 4” und gesamte Ventileinheit gegenüber dem Zylinderkopf, hydraulische verstellt werden. Aufgrund des massiven konstruktiven Aufbaus lässt diese Erfindung keine Mehrventilanordnung im Zylinderkopf zu.
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Bei der
EP 0 837 226 A1 umfasst die „Verstelleinrichtung”, neben der „Hülse”, den „Hubventil”, den „Aktuator (
14)” und „Kanalabschnitt”, auch eine „Durchbrechung”. Alle diese Bauteile müssen zur Variation des Verdichtungsverhältnisses in Verbund verstellt werden, dass zu massive Änderung der Geometrie am Zylinderkopf führen und herkömmliche und damit kostengünstige Ventile nicht eingesetzt werden können.
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Der Einlasskanal der Erfindung
DE 198 08 051 A1 besteht aus zwei Abschnitte, den ventilseitigen „Teil” sowie den „Gaswechselkanal”. Bei Variation des Verdichtungsverhältnisses müssen diese beiden Einlasskanalabschnitte relativ zueinander verschoben werden, die die Gasströmung im „Gaswechselkanal (
12)” während der Ein- und Auslasstakte beeinflussen.
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Bei der
DE 102 27 769 A1 befinden sich das „Steuerelement”, „Führungshülse”, „Gaswechselventil” sowie das „Dichtungselement” innerhalb des „Einasskanals”. Diese Vielzahl an Bauteile im Einasskanal führen zu Drosselung und Behinderung der Strömung während des Gaswechsels. Je nach Positionierung der „Führungshülse” und damit des „Dichtungselements” stellt sich jeweils unterschiedliche Gasströmung in den „Einlasskanal” ein.
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Das Verdichtungsverhältnis (ε) einer herkömmlichen Hubkolben-Brennkraftmaschine ist das Verhältnis aus maximalem und minimalem Zylindervolumen und ist gemäß folgender Gleichung (I) definiert:
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Hierbei entspricht das Zylinderhubvolumen (Vh) dem Produkt aus Kolbenfläche (AK) und Kolbenhub (s), wobei das Kompressionsvolumen (Vc) bei herkömmlichen Hubkolben-Brennkraftmaschinen als Konstruktionsmaß festgelegt wird. Aufgrund der erfindungsgemäßen Änderungen, die nachfolgend beschrieben werden, lässt sich das Verdichtungsverhältnis (ε) als eine Funktion von Kompressionsvolumen (Vc) (ε = f(Vc)) variabel gestalten.
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Aufgabe dieser Erfindung ist ein variables Verdichtungsverhältnis durch Variation des Kompressionsvolumens zu realisieren. Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
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Bei der vorliegenden Erfindung wird das Verdichtungsverhältnis (ε) durch Variation des Kompressionsvolumens (V
c) variiert, indem die in ihrer Position verstellbaren Ventilsitzringhülsen (
1,
2) und die darin integrierten Ventilsitze (
11,
12) in den Brennraum bzw. in das Kompressionsvolumen (V
c) hinein geschoben werden. Das Kompressionsvolumen (V
c) und die Ein- und Auslasskanälen (
43,
44) werden bei jeder beliebig eingestellten Position der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) räumlich getrennt und abgedichtet, indem die Ventilsitzringhülsen (
1,
2) und Ein- und Auslassventile (
5,
6) über die Ventilfedern (
35,
36) in den jeweiligen Ventilsitze (
9,
10,
11,
12) der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) sowie der Ein- und Auslassventile (
5,
6) gedrückt werden. Je nach Grad der Verstellung ragen die Ventilsitzringhülsen (
1,
2) und die Ein- und Auslassventile (
5,
6) mehr oder weniger stark in das Kompressionsvolumen (V
c) hinein und vermindern hierbei dessen Volumen um den veränderbaren Ventilsitzring-Volumen (V
V), entsprechend dem Anteil der Außengeometrie der Ventilsitzringhülsen (
1,
2), der in das Kompressionsvolumen (V
c) hinein geschoben wurde. Über die Ventilfedern (
35,
36) werden die Ein- und Auslassventile (
5,
6) in Richtung des Zylinderkopfes gezogen und hierbei in den jeweiligen Ventilsitze (
11,
12) der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) gedrückt, die so den Brennraum gegen die Ein- und Auslasskanäle (
43,
44), analog zu herkömmliche Ventiltriebe, effektiv abdichten. Die relative Position „Einlass-Ventil-” oder „Auslass-Ventil-geschlossen” zu Zylinderkopf, wo die Ventilsitzringhülsen (
1,
2) und die Ein- und Auslassventile (
5,
6) in den jeweiligen Ventilsitz (
9,
10,
11,
12) gedrückt werden, ist abhängig von der gewünschten bzw. über die Exzenterwelle (
25,
26) eingestellten Exzentrizität (
55,
56). Zur Verstellung der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) ist rings um die Ein- und Auslasskanäle (
43,
44) jeweils eine Ventilsitzringnut (
3,
4) im Zylinderkopf konstruktiv vorgehalten, in der jeweils eine Ventilsitzringhülse (
1,
2) eingesetzt und geführt wird. Diese, Ventilsitzringnut (
3,
4) und Ventilsitzringhülse (
1,
2), sind gemäß Ausführungsbeispiel
2 über eine Zugfeder (
7,
8) miteinander verbunden, indem das eine Ende der Zugfeder (
7,
8) mit der Grundfläche der Ventilsitzringnut (
3,
4) sowie das andere Ende der Zugfeder (
7,
8) mit dem Kopfteil des Ventilsitzringhülse (
1,
2) mechanisch fest verbunden sind. Im montierten Zustand, wenn der Ventilsitzring-Nutvolumen (
45,
46) nicht bzw. nur mit einem kleinen Öldruck beaufschlagt wird, werden die Ventilsitzringhülse (
1,
2) aufgrund der Federvorspannkraft der Zugfeder (
7,
8) in Richtung der Grundfläche der Ventilsitzringnut (
3,
4) gezogen und hierbei auf die Auflageringfläche (
49,
50) des Ventilsitzringnut (
3,
4) im Zylinderkopf gedrückt. Im Gegensatz zu herkömmlichen Hubkolben-Brennkraftmaschinen bzw. Ventiltriebe sind die Ventilsitze (
11,
12) nicht mit dem Zylinderkopf konstruktiv fest montiert, sondern sind erfindungsgemäß Bestandteil der in ihrer Position verstellbaren Ventilsitzringhülsen (
1,
2). Diese verstellbaren Ventilsitzringhülsen (
1,
2) bilden in Verbund mit den über die Ventilfedern (
35,
36) in den Ventilsitzen (
11,
12) der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) gedrückten Ein- und Auslassventile (
5,
6) jeweils ein Hohlzylinder, dessen eine in den Kompressionsvolumen (V
c) ragende Ende jeweils durch die Ein- bzw. Auslassventile (
5,
6) verschlossen wird und so die Ein- und Auslasskanäle (
43,
44) gegenüber dem Kompressionsvolumen (V
c) abtrennt und abdichtet. Je nach Grad der Verstellung der Ventilsitzringhülsen (
1,
2) stellt sich eine Ventilsitzring-Höhe (h
H) an den Hohlzylinder bzw. Ventilsitzringhülsen (
1,
2) ein, die in Verbindung mit dem Hülsenaußendurchmesser (D
Ha) ein Ventilsitzring-Volumen (V
v) gemäß folgender Gleichung (II) bilden:
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Das bisher als Konstruktionsmaß festgelegte Kompressionsvolumen (Vc) lässt sich nun durch das Einschieben der Ventilsitzringhülsen (1, 2) und der Ein- und Auslassventile (5, 6) hinein in das Kompressionsvolumen (Vc) um den Anteil des Ventilsitzring-Volumens (Vv) variieren und kann über die folgende Gleichung (III) in Abhängigkeit von Ventilsitzring-Volumen (Vv) bzw. Ventilsitzring-Höhe (hH) berechnet werden:
- – Kompressionsvolumen (Vc)
- – Ventilsitzring-Höhe (hH)
- – Ventilsitzring-Durchmesser (DHa)
- – Querschnittsfläche-Ventilsitzringhülse (AH) = (D2 Ha·π)/4
- – Anzahl der verstellbaren Ein- und Auslassventile (n) Vc(hH) = Vc – AH·hH·n = Vc – Vv(hH)
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Das Verdichtungsverhältnis (ε) lässt sich nun als Funktion von Kompressionsvolumen (V
c) (ε = f(V
c)) realisieren, indem das Kompressionsvolumen (V
c) aus Gleichung (I) durch das variable Kompressionsvolumen V
c(h
H) gemäß Gleichung (III) ersetzt wird. Daraus folgt die Gleichung (IV) des variablen Verdichtungsverhältnisses ε(h
H) in Abhängigkeit von der Ventilsitzring-Höhe (h
H):
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Die stetige Variation der Ventilsitzringhülsen (1, 2) und somit des Verdichtungsverhältnisses (ε) erfolgt über ein erfindungsgemäß modifizierten Schlepphebel, wobei auch beliebig andere Lösungsmöglichkeiten zur Verstellung der Ventilsitzringhülsen (1, 2) möglich sind. Erfindungsgemäß ist im Kopfbereich (21, 22) des Ventilspielausgleichselements (19, 20) ein Ventilspiel-Zwischenelement (23, 24) montiert, welches durch die Öffnung (37, 38) am Schlepphebel (31, 32) hindurch ragt. Ventilspielausgleichselement (19, 20) bzw. Ventilspiel-Zwischenelement (23, 24) wird über die Druckfeder (15, 16) und Öldruck, welches über die Öldruckkanäle (51, 52) und Öldruck-Zulaufbohrung (17, 18) nach Bedarf eingestellt wird, an die Exzenterwelle (25, 26) gedrückt. Um beispielsweise ein hohes Verdichtungsverhältnis (ε) einzustellen, werden die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) sowie die darin montierten Ventilspiel-Zwischenelement (23, 24) mit Hilfe der Druckfeder (15, 16) und Öldruck, der über die Öldruckkanäle (51, 52) und Öldruck-Zulaufbohrung (17, 18) bereitgestellt wird, an die Exzenterwelle (25, 26) gedrückt. Das gewünschte Verdichtungsverhältnis (ε) wird über die beliebig einstellbare Exzentrizität (55, 56), die durch Verdrehung der Exzenterwelle (25, 26) über Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) beliebig einstellbar ist, eingestellt. Je nach Grad der eingestellten Exzentrizität (55, 56) ragen die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) entsprechend aus dem Zylinderkopf heraus und drücken hierbei das eine Ende der Schlepphebel (31, 32) in Richtung der Exzenterwelle (25, 26). Während dieser Verstellung bleibt der Schlepphebel (31, 32) an die Nockenwelle (29, 30) gedrückt und wird gleichzeitig so umgelenkt, dass das andere Ende des Schlepphebels (31, 32) in Richtung des Zylinderkopfs gedrückt. Hierbei drückt das eine Ende des Schlepphebels (31, 32) über dessen Schlepphebelspitze (33, 34) die Ein- und Auslassventile (5, 6) in den Brennraum bzw. in das Kompressionsvolumen (Vc) hinein. Die über die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) in Richtung der Zylindersache (63) vorgenommenen Positionseinstellung wird in Abhängigkeit der Schlepphebel-Länge (47, 48) und Positionierung der Nockenwelle (29, 30) relativ zu Schlepphebel (31, 32) mit dem Hebelverhältnis (57/59, 58/60) in Richtung des Zylinderkopfes übersetzt und drücken hierbei über die Schlepphebelspitze (33, 34) die Ein- und Auslassventile (5, 6) hinein in den Brennraum bzw. in das Kompressionsvolumen (Vc). Nicht nur während der Verstellung der Ein- und Auslassventile (5, 6) ist der obere Bereich der Ventilsitzringhülse (1, 2) mit Öldruck, der über die Öldruckkanäle (53, 54) und Öldruck-Zulaufbohrung (13, 14) bereitgestellt wird, beaufschlagt, wodurch die Ventilsitzringhülse (1, 2) gegen die Zugfeder (7, 8) in Richtung des Brennraumes drückt werden. Die resultierende Kraft aus Öldruck und Zugfeder im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) überwindet die Federkraft der Zugfeder (7, 8) und schiebt hierbei die Ventilsitzringhülse (1, 2) einschließlich der integrierten Ventilsitze (11, 12) in Richtung des Brennraumes und drückt diese auf die Ventilsitze (9, 10) der Ein- und Auslassventile (5, 6). Die zuvor über die Ventilspielausgleichselemente (19, 20), Exzenterwelle (25, 26) und Schlepphebel (31, 32) eingestellte Position der Ein- und Auslassventile (5, 6) im Brennraum, definiert den mechanischen Anschlag, bis an dieser die Ventilsitzringhülse (1, 2) in den Brennraum bzw. in das Kompressionsvolumen (Vc) hinein geschoben werden kann. Die Ein- und Auslassventile (5, 6) und die Ventilsitzringhülse (1, 2) werden aufgrund der entgegen gerichteten Kräfte aus dem Öldruck im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) und Ventilfeder (35, 36) in den jeweiligen Ventilsitze (9, 10, 11, 12) aneinander gedrückt, so dass der Brennraum gegen die Ein- und Auslasskanäle (43, 44), sowohl beim Kompressionsvorgang als auch beim anschließendem Verbrennungsvorgang, effektiv abgedichtet wird. Der Öldruck in den Öldruckkanäle (51, 52) und Öldruck-Zulaufbohrung (17, 18) und die damit resultierende Ölkraft ist hierbei so einzuregeln, dass die Federkraft der Ventilfeder (35, 36) nicht überwunden wird und die Ein- und Auslassventile (5, 6) nicht, zusätzlich zu der bereits über die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) vorgenommenen Verstellung, in das Kompressionsvolumen (Vc) geschoben werden. Die in das Kompressionsvolumen (Vc) ragenden Ventilsitzringhülsen (1, 2) reduzieren in Verbindung mit den Ein- und Auslassventile (5, 6) das Kompressionsvolumen (Vc) um den Anteil des Ventilsitzring-Volumens (VV) und verändern entsprechend der Gleichung (III) das Verdichtungsverhältnis (ε).
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Ein niedriges Verdichtungsverhältnis (ε) wird mit Hilfe einer an der Exzenterwelle (25, 26) eingestellten große Exzentrizität (55, 56) eingestellt, indem die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) über die Exzenterwelle (25, 26) und die Ventilspiel-Zwischenelement (23, 24) in Richtung des Zylinderkopfes gedrückt werden. Hierbei wird das am Ventilspielausgleichselement (19, 20) montierte Ende des Schlepphebels (31, 32) ebenfalls in Richtung des Zylinderkopfes gedrückt sowie das andere Ende des Schlepphebels (31, 32) in Richtung der Nockenwelle (29, 30) umgelenkt und die Ein- und Auslassventile (5, 6) über die Ventilfeder (35, 36) aus dem Brennraum bzw. Kompressionsvolumen (Vc) in Richtung des Zylinderkopfes gezogen. Zur Einstellung eines niedrigen Verdichtungsverhältnisses (ε) werden die Ventilsitzringhülsen (1, 2) und damit die Ventilsitze (11, 12) aus dem Kompressionsvolumen (Vc) über die Zugfeder (7, 8) in Richtung der Grundfläche der Ventilsitzringnut (3, 4) gezogen und die Ventilsitzringhülsen (1, 2) auf die Auflageringfläche (49, 50) der Ventilsitzringnut (3, 4) im Zylinderkopf gedrückt. Auf die eingestellte Position der Ventilsitzringhülsen (1, 2) bzw. Ventilsitze (11, 12) werden die Ein- und Auslassventile (5, 6) mit ihren Ventilsitze (9, 10) über die Ventilfeder (35, 36) gedrückt. Das Kompressionsvolumen (Vc) wird, durch dieses minimieren des Ventilsitzring-Volumens (VV), entsprechend der Gleichung (III) vergrößert.
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Im Folgenden wird die vorliegende Erfindung anhand von bevorzugter Ausführungsbeispiele näher beschrieben. Erfindungswesentlich sind dabei alle bezeichneten Merkmale.
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1 zeigt der erfindungsgemäß modifizierte Ventiltrieb zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε), hier in der Draufsicht dargestellt, worin u. a. die Ventilsitzringhülsen (1, 2), Exzenterwelle (25, 26), Nockenwelle (29, 30), Stellräder (27, 28, 41, 42), Öldruckkanäle (51, 52, 53, 54), Öldruck-Zulaufbohrung (13, 14, 17, 18), Schlepphebel (31, 32) und die Ein- und Auslassventile (5, 6) abgebildet sind. Über die Öldruckkanäle (51, 52) und Öldruck-Zulaufbohrung (17, 18) werden die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) mit Öldruck beaufschlagt und über die Ventilspiel Zwischenelement (23, 24) an die Exzenterwelle (25, 26) gedrückt. Der hierzu benötigte Öldruck wird über einen geregelten Öldruckregelkreis, entsprechend der gewünschten Variation der Ventilspielausgleichselemente (19, 20), Schlepphebel (31, 32) und damit des Verdichtungsverhältnisses (ε), eingeregelt.
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2 zeigt die Seitenansicht entlang des Schnitts A-A, wie in der 1 gekennzeichnet. In dieser Darstellung der Erfindung ist ein minimales Verdichtungsverhältnis (ε) eingestellt und entsprechend sind die Ventilsitzringhülsen (1, 2) bis auf die Auflageringfläche (49, 50) sowie die Ein- und Auslassventile (5, 6) in den Zylinderkopf zurückgezogen. Die über die Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) an der Exzenterwelle (25, 26) eingestellte Exzentrizität (55, 56) ist in Richtung des Zylinderkopfes maximal und drückt demzufolge die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) hinein in den Zylinderkopf, wobei hier die Druckfeder (15, 16) entsprechend zusammengedrückt werden. Gleichzeitig wird das andere Ende des Schlepphebels (31, 32) in Richtung der Nockenwelle (29, 30) umgelenkt und die Ein- und Auslassventile (5, 6) über die Ventilfeder (35, 36) aus dem Brennraum bzw. Kompressionsvolumen (Vc) in Richtung des Zylinderkopfes gezogen, wobei zeitlich angepasst auch die Ventilsitzringhülsen (1, 2) durch Druckabbau im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) sowie mit Hilfe der Zugfeder (7, 8) ebenfalls aus dem Brennraum herausgezogen werden. Während der Verstellung der Exzenterwelle (25, 26) wird der Öldruck in den Öldruckkanäle (51, 52) und den Öldruck-Zulaufbohrungen (17, 18) über ein Druckregler, der beispielsweise in dem Motor-Steuergerät integriert ist, und eine Ölpumpe entsprechend niedrig eingestellt. Nach erfolgter Verstellung der Exzenterwelle (25, 26) wird der Öldruck in den Öldruckkanäle (51, 52) und Öldruck-Zulaufbohrungen (17, 18) wieder auf so einem hohen Druckniveau eingeregelt, dass die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) bei Ausführen der Ein- und Auslasstakte über die Nockenwelle (29, 30) nicht versetzt werden und diese weiterhin über die Ventilspiel-Zwischenelemente (23, 24) an die Exzenterwelle (25, 26) angedrückt bleiben. Je nach dem wie stark die Ein- und Auslassventile (5, 6) in das Kompressionsvolumen (Vc) hineinragen, werden die Ventilsitzringhülse (1, 2) über den Öldruck im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46), welches über die Öldruckkanäle (51, 52, 53, 54) und Öldruck-Zulaufbohrungen (13, 14) bereitgestellt wird, in der Ventilsitzringnut (3, 4) so verschoben, dass sie vorzugsweise synchron mit den Ein- und Auslassventile (5, 6) versetzt und mit ihren Ventilsitze (11, 12) an die Ventilsitze (9, 10) der Ein- und Auslassventile (5, 6) gedrückt werden. Hierbei darf der Öldruck in den Öldruckkanäle (51, 52, 53, 54) und Öldruck-Zulaufbohrungen (13, 14) und damit in der Ventilsitzringnut (3, 4) nur so hoch eingestellt sein, dass die Federkraft der Ventilfedern (35, 36) nicht überschritten wird. Die Verstellung des Verdichtungsverhältnisses (ε) sollte zweckmäßigerweise nach erfolgtem Ansaugvorgang vorgenommen werden, wobei während dem Ansaugvorgang die Ventilsitzringhülse (1, 2) in den Zylinderkopf auf die Auflageringfläche (49, 50) der Ventilsitzringnut (3, 4) zurückgesetzt werden, um die Einströmung des Frischgases in den Zylinder nicht zu stören. Nach erfolgtem Ansaugvorgang werden die Ein- und Auslassventile (5, 6) über die Ventilfedern (35, 36) in den Ventilsitze (11, 12) der Ventilsitzringhülse (1, 2) gedrückt. Im Anschluss erfolgt die Verstellung der Ein- und Auslassventile (5, 6) hinein in den Kompressionsvolumen (Vc) über die Exzenterwelle (25, 26), wobei die Ventilsitzringhülse (1, 2) synchron zu Ein- und Auslassventile (5, 6) verstellt werden sollten, indem der Öldruck im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) entsprechend hoch eingestellt wird. Dies ist nur eine Möglichkeit von Vielen, in welcher Abfolge das erfindungsgemäße Verdichtungsverhältnis (ε) einstellt werden kann. Die Ventilsitzringhülse (1, 2) und damit die Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) kann demnach in dem Zeit- bzw. Kurbelwinkelbereich zwischen Einlassventil „schließt” bis spätestens zum Zündzeitpunkt (bei Otto-Motoren) erfolgen und bei Diesel-Motoren liegt der Verstellbereich zwischen Einlassventil „schließt” und Spritzbeginn der ersten Voreinspritzung. In beiden Anwendungsfälle ist die zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) zur Verfügung stehende Zeit bzw. Winkelbereich völlig ausreichend. Nach erfolgter Zündung des Luft-Kraftstoffgemisches steigt der Brennraumdruck rasch an, wodurch die Ein- und Auslassventile (5, 6) mit dem entsprechenden Brennraumdruck an die Ventilsitze (11, 12) der Ventilsitzringhülse (1, 2) gedrückt und so der Brennraum gegen die Ein- und Auslasskanäle (43, 44) effektiv abgedichtet wird. Unter diesen Betriebsbedingungen muss der Öldruck in der Ventilsitzringnut (3, 4) und damit im Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) entsprechend hoch eingestellt sein, dass die Ventilsitzringhülsen (1, 2) in ihre zuvor eingestellte Position vom Brennraumdruck nicht verschoben werden.
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3 zeigt die Seitenansicht entlang des Schnitts A-A, wie in der 1 gekennzeichnet. Bei dieser Darstellung der Erfindung ist ein hohes Verdichtungsverhältnis (ε) eingestellt und entsprechend sind die Ventilsitzringhülse (1, 2) sowie die Ein- und Auslassventile (5, 6) in den Brennraum bzw. Kompressionsvolumen (Vc) hinein geschoben. Hierbei ist die Exzenterwelle (25, 26) so eingestellt, dass die Ventilspielausgleichselemente (19, 20) vom Zylinderkopf hinaus in Richtung der Exzenterwelle (25, 26) mit Hilfe der Druckfeder (15, 16) und des Öldruckes, welches über die Öldruckkanäle (51, 52) und den Öldruck-Zulaufbohrungen (17, 18) bereitgestellt wird, verschoben werden. Wie bereits zuvor beschrieben werden auch hier bzw. nach jeder Verstellung der Ventilsitzringhülse (1, 2) der Öldruck in den Öldruckkanäle (51, 52), Öldruck-Zulaufbohrungen (17, 18) und in dem Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) rasch auf einen dem Betriebpunkt entsprechenden Druckniveau eingeregelt, so dass die im Anschluss folgenden Kompressions- und Verbrennungsprozess nicht zur Verschiebung der zuvor eingestellten Positionen der Ventilsitzringhülse (1, 2) und Ventilspielausgleichselemente (19, 20) führen.
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4 bis 7 zeigen verschiedene Möglichkeiten, wie die Ventilsitzringhülse (1, 2) konstruktiv ausgeführt werden kann, wobei darüber hinaus beliebig weitere konstruktive Lösungsmöglichkeiten gibt die Ventilsitzringhülse (1, 2) hinsichtlich Form und Funktion konstruktiv auszuführen.
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Die in 4 und 5 dargestellten Ventilsitzringhülsen (1, 2) weisen beispielhaft am Hülsenaußendurchmesser (DHa) oder am Hülseninnendurchmesser (DHi) ein Außengewinde (67) auf. Bei diesem Ausführungsbeispiele muss auch die Ventilsitzringnut (3, 4) ein entsprechendes Innengewinde (68) aufweisen, worin die Ventilsitzringhülse (1, 2) über den Hülsenaußendurchmesser (DHa), und die Zahnradwelle (69, 70), Stellräder (83, 84, 85, 86) und Stellmotor (81, 82) ein- und ausgedreht wird. Die 11 bis 13 zeigen den Einsatz dieser Variante in Verbindung mit dem dazugehörigen Verstellsystem.
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Die 6 zeigt eine andere Variante einer Ventilsitzringhülse (1, 2), die u. a. mit Hilfe einer Zugfeder (7, 8) und Öldruck verstellt wird. Diese Ausführung einer Ventilsitzringhülse (1, 2) kommt in dem Ausführungsbeispiel gemäß 1 bis 3 zur Anwendung.
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Die 7 zeigt eine weitere Variante einer Ventilsitzringhülse (1, 2), die über Druckunterschied in der Ventilsitzringnut (3, 4), welches über die Öldruckkanäle (73, 74, 75, 76) je nach Betriebspunkt beliebig eingestellt wird, verstellt wird. Die 15 bis 16 zeigen den Einsatz dieser Variante in Verbindung mit dem dazugehörigen Verstellsystem.
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Die 8 beschreibt beispielhaft die Exzenterwelle (25, 26) für ein Einzylindermotor mit je zwei Ein- und Auslassventile (5, 6), die über Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) bedarfsgerecht für jeden Betriebspunkt beliebig verstellt wird. Die Exzenterwellen (25, 26) können für die Ein- und Auslassventile (5, 6) jeweils bezüglich der Exzentrizität (55, 56) identisch oder unterschiedlich ausgeführt werden. Auch kann die Exzenterwelle (25, 26) jeweils separat für Ein- und Auslassventile (5, 6) beliebig angesteuert werden.
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Die 9 zeigt beispielhaft eine Variante des Schlepphebels (31, 32) mit der Schlepphebelspitze (33, 34) sowie der Öffnung (37, 38) zur Montage der Ventilspiel-Zwischenelement (23, 24) am Ventilspielausgleichselement (19, 20). Die Schlepphebelspitze (33, 34) bilden die Schnittstelle jeweils zu den Ein- und Auslassventile (5, 6), die diese in den Brennraum bzw. in das Kompressionsvolumens (Vc) hineinschieben. Über die Gleitfläche (64) kann die Nockenwelle (29, 30) mit ihren Nocken zur Ansteuerung der Ein- und Auslasstakte abrollen. Darüber hinaus wird über die Gleitfläche (64) das Schlepphebel (31, 32) an der Nockenwelle (29, 30) abgestützt, um die Ein- und Auslassventile (5, 6) zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) entsprechende im Brennraum bzw. Kompressionsvolumen (Vc) zu positionieren. Die Ausrichtung der Gleitfläche (64), bezogen auf die Zylinderachse (63), kann mit einem beliebigen Winkel (α) konstruktiv ausgeführt werden.
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Die 10 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel der Schlepphebel (31, 32), wobei hier die Gleitfläche (64) durch Schlepphebel-Rolle (80) ersetzt wird.
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Die 11 zeigt die erfindungsgemäß verstellbaren Ventilsitzringhülsen (1, 2) in Verbindung mit einem modifizierten Ventiltrieb mit Tassenstößel (65, 66). Bei dieser Variante dieser Erfindung ist der Ventiltrieb völlig von der Kurbelwelle entkoppelt und die Nockenwelle (29, 30) bzw. Exzenterwelle (25, 26) muss von nun an nicht mehr synchron zu Kurbelwelle mit der halben Kurbelwellendrehzahl angetrieben werden, sondern wird erfindungsgemäß über die Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) bedarfsgerecht für jeden Betriebspunkt beliebig verstellt. In dieser Darstellung ist ein kleines Verdichtungsverhältnis (ε) dargestellt, worin die Exzenterwelle (25, 26) über die Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) so eingestellt sind, dass in Richtung des Zylinderkopfs eine minimale Exzentrizität (55, 56) eingestellt ist. Dadurch werden die Ein- und Auslassventile (5, 6) nicht in den Brennraum bzw. Kompressionsvolumen (Vc) geschoben, sondern über die Ventilfeder (35, 36) aus dem Brennraum in Richtung des Zylinderkopfs gezogen und mit ihren Ventilsitze (9, 10) an die Ventilsitze (11, 12) der Ventilsitzringhülsen (1, 2) gedrückt. Auch die Ventilsitzringhülsen (1, 2) werden beim kleinen Verdichtungsverhältnis (ε) aus dem Brennraum in Richtung des Zylinderkopfs verstellt und bei minimaler Einstellung auf die Auflageringfläche (49, 50) der Ventilsitzringnut (3, 4) im Zylinderkopf gedrückt. Dadurch wird das Ventilsitzring-Volumen (VV) minimiert und das variable Kompressionsvolumen (Vc) gleicht sich mit immer kleiner werdendem Ventilsitzring-Volumen (VV) dem konstruktiv vorgehaltenem Kompressionsvolumen (Vc) an, in Folge dessen ein kleines Verdichtungsverhältnis (ε), gemäß Gleichung (III), sich einstellt. Bei dieser Ausführung wird die Nockenwelle durch die Exzenterwelle (25, 26) ersetzt, die nicht nur zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) sondern auch um die Ein- und Auslasstakte zur Steuerung des Frisch- und des Abgases über die Ein- und Auslassventile (5, 6) auszuführen. Über die Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) wird die Exzentrizität (55, 56) der Exzenterwelle (25, 26) zur Verstellung der Ein- und Auslassventile (5, 6) in bzw. aus dem Kompressionsvolumen (Vc) variiert. Mit Hilfe der schneckenverzahnten Zahnradwelle (69, 70) kann die entsprechend verzahnte Ventilsitzringhülse (1, 2) in die gewünschte Position in Zylinderkopf eingestellt werden, um in Verbindung mit den Ein- und Auslassventile (5, 6) das gewünschte Verdichtungsverhältnis (ε) zu variieren. Die Zahnradwelle (69, 70) ist in dem Bohrungskanal (71, 72) gelagert und wird an einem Ende über Stellräder (83, 84, 85, 86) und Stellmotor (81, 82), die über das Motorsteuergerät gesteuert werden, entsprechend den Betriebspunkten verstellt.
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Die 12 zeigt ebenfalls die erfindungsgemäß verstellbaren Ventilsitzringhülsen (1, 2) in Verbindung mit einem modifizierten Ventiltrieb mit Tassenstößel (65, 66), wobei hier ein hohes Verdichtungsverhältnis (ε) eingestellt ist. Die Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) erfolgt sinnvoller Weise während der Kompressionsphase des Frischgases bei der die Exzenterwelle (25, 26) über die Stellräder (27, 28, 41, 42) und Elektromotor (39, 40) so verstellt wird, dass die maximale Exzentrizität (55, 56) in Richtung des Zylinderkopfs gerichtet ist. Über die Exzenternocken (61, 62) der Exzenterwelle (25, 26) werden die Ein- und Auslassventile (5, 6) über die Tassenstößel (65, 66) in Richtung des Brennraums gedrückt und somit hinein in den Kompressionsvolumen (Vc) geschoben. Zeitlich angepasst an dieser Verstellung der Ein- und Auslassventile (5, 6) werden auch die schneckenverzahnten Ventilsitzringhülse (1, 2) über die Zahnradwelle (69, 70) in Richtung des Brennraums bzw. in den Kompressionsvolumen (Vc) verstellt. Die damit in das Kompressionsvolumen (Vc) ragenden Ventilsitzringhülsen (1, 2) reduzieren in Verbindung mit den geschlossenen Ein- und Auslassventile (5, 6) das Kompressionsvolumen (Vc) um den Anteil des Ventilsitzring-Volumens (VV) und verändern hierbei gemäß Gleichung (III) das Verdichtungsverhältnis (ε).
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Die 13 zeigt in der Draufsicht das erfindungsgemäß modifizierte Ventiltrieb, worin die Nockenwelle (29, 30) durch die Exzenterwelle (25, 26) ersetzt ist und die Ein- und Auslassventile (5, 6) in Abhängigkeit von der über die Stellräder (83, 84, 85, 86) und Stellmotor (81, 82) eingestellten Exzentrizität der Exzenterwelle (25, 26) zur Variation des Verdichtungsverhältnisses (ε) eingestellt werden. Die Zahnradwelle (69, 70) ist zur Verstellung der Ventilsitzringhülsen (1, 2) gemäß 4 in dem Bohrungskanal (71, 72) gelagert und an einem Ende mit dem Stellmotor (81, 82) verbunden. Die Ventilsitzringhülsen (1, 2) können damit in ihre Position in der Ventilsitzringnut (3, 4) und damit im Zylinderkopf hinein- oder hinausgedreht werden, um so das Verdichtungsverhältnis (ε) stetig zu variieren.
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Die 14 zeigt ein graphischen Verlauf des Verdichtungsverhältnisses (ε) gemäß Gleichung (IV), bei zur Grundlegung der folgenden Parameter:
- – Kompressionsvolumen (Vc) = 27.000 mm3
- – Hubraum eines Zylinders Vh = 317.552 mm3
- – Hülsenaußendurchmesser (DHa) = 30 mm
- – Querschnittsfläche-Ventilsitzringhülse (AH) ≈ 707 mm2
- – Ventilsitzring-Höhe (hH) von 0 bis 8 mm
- – Anzahl (n) der verstellbaren Ein- und Auslassventile = 4
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Die Graphik zeigt ein stetigen Verlauf des Verdichtungsverhältnisses (ε). Der bei dieser Berechnung als Konstruktionsmaß zur Grunde gelegtes Verdichtungsverhältnis (ε) wird durch Variation der Ventilsitzringhülsen (1, 2) um 4 mm bereits um 100% erhöht. Je nach Variation der Ventilsitzringhülsen (1, 2) kann das Verdichtungsverhältnis (ε) entsprechend weiter erhöht oder reduziert werden. Beliebig andere graphischen Verläufe des Verdichtungsverhältnisses (ε) lassen sich darstellen, je nachdem wie die oben aufgeführten Parameter gewählt werden.
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Die 15 und 16 zeigen eine Beispielausführung der Ventilsitzringhülse (1, 2) gemäß 7. Hierbei wird der Ventilsitzring-Nutvolumen (45, 46) über die konstruktive Form der Ventilsitzringhülse (1, 2) in zwei Druckbereiche, entsprechend der Öldruckkanäle (73, 74, 75, 76), aufgeteilt. Zur Abdichtung und Führung der Ventilsitzringhülse (1, 2) ist ein Führungsdichtring (77, 78) je Ventilsitzringhülse (1, 2) vorgehalten, der den Öldruck in der Ventilsitzringnut (3, 4) gegen den Brennraum abdichtet. Die zur Variation der Ventilsitzringhülse (1, 2) vorgesehene Öldruckkanäle (73, 74, 75, 76) werden über Öldruckpumpe mit Öldruck beaufschlagt und diesen über ein Druckregler geregelt, wobei der Druckregler beispielsweise in dem Motor-Steuergerät integriert ist. Über die Zugfeder (7, 8) kann die Ventilsitzringhülse (1, 2) in eine definierte Position zurückgesetzt werden, damit zum Beispiel bei etwaigen Ausfall des Öldrucksystems die Ventilsteuerung zur Steuerung der Ein- und Auslasstakte weiterhin voll funktionsfähig bleibt. Wie 11 bis 13 ist auch bei dieser Ausführungsvariante der Ventiltrieb bzw. die Ansteuerung der Ein- und Auslassventile (5, 6) völlig von der Kurbelwelle entkoppelt und erfolgt ebenfalls über die Exzenterwelle (25, 26) sowie mit Hilfe der Stellräder (83, 84, 85, 86) und Stellmotor (81, 82), wobei die Ventilsitzringhülse (1, 2) im Gegensatz zu 11 bis 13 über die Öldruckkanäle (73, 74, 75, 76) verstellt werden. Das heißt, vorzugsweise synchron zur Verstellung der Ein- und Auslassventile (5, 6), werden die Ventilsitzringhülse (1, 2) über die Öldruckkanäle (75, 76) mit Öldruck beaufschlagt und mit ihren Ventilsitze (11, 12) an die Ventilsitze (9, 10) der Ein- und Auslassventile (5, 6) gedrückt. Diese Ausführung der Erfindung ermöglicht nicht nur ein beliebig variierbares Verdichtungsverhältnisses (ε), sondern ermöglicht darüber hinaus noch ein vollvariables Ventiltrieb, das völlig unabhängig von Motordrehzahl und Motorlast Variationsmöglichkeiten hinsichtlich Phasenlage, Öffnungsdauer sowie Ventilhub bietet, wobei hierzu keine zusätzliche konstruktiven Maßnahmen erforderlich sind. Grundsätzlich kann mit Hilfe einer vollvariablen Ventilsteuerung der Ventilhubverlauf in seiner Größe, seinem zeitlichem Verlauf und/oder seiner zeitlichen Lage relativ zur Kurbelwellenstellung variiert werden. All diese bzw. die nachfolgend beschriebenen Applikationsmethoden zur Optimierung der Verbrennung können mit Hilfe dieser Erfindung realisiert werden:
- – frühes „Einlass schliessen”: Hier werden die Einlassventile während der Abwärtsbewegung des Kolbens zu einem Zeitpunkt geschlossen, sobald die für den Betriebspunkt benötigte Frischgemischmenge im Zylinder eingeströmt ist.
- – spätes „Einlass schliesst”: Hier bleibt das Einlassventil über den unteren Totpunkt hinaus geöffnet, um die überschüssige Ladungsmenge bei der anschließenden Aufwärtsbewegung des Kolbens in den Ansaugkanal wieder zurückzuschieben.
- – spätem „Einlass öffnet: Hier wird das Einlassventil deutlich nach oberen Totpunkt und nach Schließen des Auslassventil geöffnet.
- – Einlasskanalrückführung („Einlass öffnet” vor „Auslass schliesst”): Hier drückt der Kolben das Abgas in den Einlasskanal, welches sich dort mit der Frischladung vermischt und beim anschließenden Ladungsprozess wieder angesaugt wird.
- – Auslasskanalrückführung: Hier wird nach dem oberen Totpunkt Abgas aus dem Auslasskanal zurück in den Zylinder gesaugt, wobei die Menge des rückgeführten Abgases über die Steuerzeit „Auslass schliesst” bestimmt wird.
- – Brennraumrückführung: Hier schließt das Auslassventil vor dem oberen Totpunkt und vor dem Öffnet des Einlassventils. Ein Teil des Abgases verbleibt dadurch im Zylinder.
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In 16 ist Beispielhaft die Applikationsmethoden „Einlasskanalrückführung” dargestellt, worin die Einlassventile (6) vor dem Schließen des Auslassventile (5) geöffnet werden, um über den Kolben (79) das Abgas in den Einlasskanal (44) zu schieben, welches sich dort mit der Frischladung vermischt und beim anschließenden Ladungsprozess wieder angesaugt wird.
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Diese Variabilität der Ladungswechselvorgänge ist aufgrund der erfindungsgemäß beliebigen Öffnungs- und Schließzeitpunkte sowie Öffnungs- und Schließdauer der Ein- und Auslassventile (5, 6) in Verbindung mit verstellbaren Ventilsitzringhülsen (1, 2) möglich. Über die Exzenterwelle (25, 26) kann zum einen jeden beliebigen Ventilhub (maximal offen bis vollständig geschlossen) bezüglich der Ladungswechselvorgänge eingestellt werden und mit Hilfe der variablen Ventilsitzringhülsen (1, 2) zu jedem beliebigen Zeitpunkt die Ein- und Auslassventile (5, 6) beliebig lang geöffnet und beliebig lang geschlossen gehalten werden. Auch zur Variation des Verdichtungsverhältnis (ε) werden die Ein- und Auslassventile (5, 6) über die Exzenterwelle (25, 26) im Brennraum in eine definierte Position eingestellt, bis an dieser auch Ventilsitzposition die Ventilsitzringhülsen (1, 2) mit Hilfe der Öldruckkanäle (73, 74, 75, 76) und Motorsteuergerät verstellt werden.
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Mit dieser Erfindung werden nicht nur ein stetig vollvariables Verdichtungsverhältnis sondern auch die Eigenschaften einer vollvariablen Ventilsteuerung realisiert. Hierbei kann Vorteilhafterweise auf einfache und zuverlässige Komponenten aus bereits bekannten Ventiltrieben zurückgegriffen werden. Diese Erfindung zeichnet sich durch ihren umfangreichen Funktionsumfang im Hinblick auf vollvariables Verdichtungsverhältnis und vollvariables Ventiltrieb aus. Darüber hinaus ist diese Erfindung kostengünstig in der Herstellung, bedingt kein zusätzlicher Bauraum, Entfall der Kurbelwelle möglich wodurch Zylinderkopf kleiner und kostengünstiger ausgeführt werden kann, keine Änderung der Massenkräfte und Kurbeltrieb-Mechanik, keine hohe Verstellkräfte und ist in bereits bestehende Motorkonzepte integrierbar.
