DE19844200A1

DE19844200A1 - Kurbeltrieb für variable Verdichtung

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Publication number: DE19844200A1
Application number: DE19844200A
Authority: DE
Inventors: Victor Prof Dr Ing Gheorghiu
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1998-09-26
Filing date: 1998-09-26
Publication date: 1999-06-17

Description

Die Verdichtung als notwendiger Takt zur Erhöhung des thermischen Wir kungsgrades eines motorischen Arbeitsspiels ist schon seit 1876 von Otto mit seinem "Neuen Ottomotor" bewiesen. Wie bekannt, zeigt die Analyse der Otto-, Diesel- und Seiliger-Vergleichsprozesse, daß der thermische Wirkungsgrad mit der Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses zunimmt. Gleichzeitig nehmen die Gas- und die dadurch im Kurbeltrieb entstehen den Reibungskräfte zu. Dementsprechend nimmt der mechanische Wir kungsgrad mit der Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses ab. Wird nun entweder der effektive Wirkungsgrad, der als Produkt des inneren und des mechanischen Wirkungsgrades definiert ist, oder der spezifische effektive Kraftstoffverbrauch, der mit dem effektiven Wirkungsgrad invers proportio nal ist, als Optimierungskriterium eingeführt, liegt dann das Optimum des Verdichtungsverhältnisses bei Vollast im Bereich von ca. 15 bis 17.

Bei Ottomotoren und Vollastbetrieb ist das Optimum des Verdichtungsver hältnisses wegen des bei Vollast auftretenden Klopfens (anormale Ver brennung, die wegen der zu hohen Verdichtungsenddrücke und -tempera turen durch Selbstzündung des Kraftstoffes ausgelöst ist) nicht erreichbar. Aus diesem Grund und mit wenigen Ausnahmen liegen zur Zeit die maxi malen Werte des Verdichtungsverhältnisses für Ottomotoren unter der Marke von 11. Bei Teillast entgegen, wo weniger Gasmasse im Zylinder angesaugt wird und dadurch der Verdichtungsendzustand (Temperatur und Druck) erheblich niedriger als bei Vollast liegt, stellt die Marke von 11 für das Verdichtungsverhältnis keineswegs die obere Grenze dar, d. h., daß das Verdichtungsverhältnis im Falle einer variablen Verdichtung so hoch gesteigert werden darf, bis der Verdichtungsendzustand in etwa die Werte bei Vollast erreicht.

Die variable Verdichtung kann für saugende und aufgeladene Ottomotoren im Teillastbereich durch Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses ein Re duzierungspotential für den spezifischen effektiven Kraftstoffverbrauch von bis 30% aufweisen, und dies noch unter Beibehaltung der klassischen ho mogenen stöchiometrischen Gemischbildung und Erfüllung der zukünftigen Abgasnormen erfolgen (,,Motortechnische Zeitschrift, 58. Jahrgang, No vember 1997, Heft 11, Seiten 706 bis 711). Für die direkt einspritzenden Ottomotoren (GDI-Motoren), bei denen die Gemischbildung im Teillastbe reich in Form von Schichtladung erfolgt, kann das Reduzierungspotential noch größer ausfallen.

Im Gegenteil zu den Ottomotoren ist bei den (hoch) aufgeladenen Diesel motoren die variable Verdichtung noch interessanter, da sich hier keine Begrenzung durch Auftreten einer anormalen Verbrennung zeigen läßt. Die Begrenzungen werden in diesem Fall nur vom Maximum des Zylinderdruckes und/oder der Gastemperatur vorgegeben. Um den maximalen Zylinder druck während der Verbrennung beim höchst möglichen Aufladedruck und Vollast in dem zulässigen Bereich zu halten, ist zur Zeit üblich, ein relativ niedriges konstantes Verdichtungsverhältnis auszuwählen, das dann aller dings in allen anderen Betriebspunkten und insbesondere beim Leerlauf und Teillast des Motors nicht optimal ist. Ein Extremfall stellt nun der Ver such dar, den Motor zu starten, da der Abgasturbolader sich zu diesem Zeitpunkt wegen fehlender Abgase noch nicht im Lauf befindet, und infol gedessen auch keine Aufladung erfolgen kann. Dadurch liegen die Tempe raturen am Verdichtungsende einfach zu tief, um die Selbstzündung des Kraftstoffes zu bewirken, und somit kann der Motor nicht gestartet werden. In solchen Fällen wird zu anderen sehr komplizierteren Maßnahmen ergrif fen, um überhaupt den Motorstart zu ermöglichen.

Wie erwähnt, wurden die Hubkolbenverbrennungsmotoren bisher überwie gend mit konstantem Verdichtungsverhältnis realisiert. Einige wenige Ver suche das Verdichtungsverhältnis variabel zu gestalten haben sich bisher nicht durchgesetzt, da die vorgeschlagenen Lösungen technisch zu kom pliziert und zu empfindlich bei Störfaktoren oder Verschleiß waren und sich dadurch als zu unwirtschaftlich erwiesen. Als Beispiel dient der CCE-Kur beltrieb (G 9316389.4), dessen Wirkprinzip auf einem zweiteiligen Pleuel, der mit einer Anlenkstange an einem örtlich variablen Punkt angelenkt ist, beruht. Die Nachteile dieses Kurbeltriebs sind: erstens zu viele Bauteile mit relativ großen Massen die sich an der Pleuelbewegung beteiligen, zwei tens treten zu viele neue Lager auf, die zu weiteren Probleme wie Schmie rung, Verschleiß, zusätzliche Spiele und dadurch geringere Steifigkeit des Kurbeltriebs führen, drittens für die Verdichtungssteuerung ist eine zusätz liche Exzenterwelle notwendig, die im Kurbelgehäuse integriert, gelagert und geschmiert werden muß, viertens die gesamte Pleuellänge und da durch die Motorhöhe nehmen stark zu.

Der neue Kurbeltrieb, der weiter als VCR-Kurbeltrieb (Variable Compressi on Ratio) benannt wird, ist in der Zielsetzung dem CCE-Kurbeltrieb iden tisch aber ohne dadurch auch dessen Nachteile aufzuweisen.

Im Prinzip und gemäß dem 1. Patentanspruch besteht der VCR-Kurbeltrieb aus einem Pleuel (s. Fig. 1) mit einstellbarer Position des Pleuelaugenla gers (2) gegenüber dem Pleuelschaft (1), bei dem sich die Länge, d. h. der Abstand zwischen den Achsen des Pleuelaugenlagers (2) und Kolbenbol zenaugenlagers (3) verändern läßt. Gemäß dem Arbeitsprinzip des Diffe rentialzylinders erfolgt das Variieren der Pleuellänge mit Hilfe von zwei (oder mehrere) hydraulischen Kammern (4), (5) und eines zwischen diesen Kammern doppelwirkend arbeitenden Stellkolbens (6), der seinerseits das Pleuelaugenlager (2) enthält. Zur Verdichtungseinstellung sind die hydrau lischen Kammern (4), (5) in gewünschten Maßen durch die innerhalb der Kurbelwelle und des Stellkolbens (6) durchgeführten Bohrungen (10), (11) mit einem hydraulischen Fluid (üblicherweise Öl vom Schmiersystem des Motors) versorgt. Da eine hydraulische Kammer eines Kammerpaars nur zur Rückstellung des Stellkolbens (6) dient, läßt sie sich diese im Prinzip auch durch eine Rückstellfeder ersetzen.

Der Winkel β zwischen der Verschiebungsachse (15) (s. Fig. 2) des Stell kolbens (6) und der Pleuellängsachse (14) kann beliebig im Bereich 0°. . . 90° ausgewählt werden. Zwei typische Beispiele für die Auslegung des β-Winkels sowie die Position des Stellkolbens für das Erreichen der maxi malen (L_max) bzw. minimalen (L_min) Pleuellänge sind in der Fig. 2 darge stellt, wobei in den oberen zwei Abbildungen dieser Figur der Winkel β = 45° und in den unteren zwei β = 0° ist. Der Wert des β-Winkels ist ein wichtiger Parameter bei der Auslegung des VCR-Kurbeltriebs, da der Anteil der Pleuelkraft (wie bekannt, wirkt die Pleuelkraft entlang des Pleuels und ist von der Gas- und der oszillierenden Massenkraft verursacht), der von den hydraulischen Kammern (4), (5) übernommen wird, von seiner Größe abhängt. Folglich muß hier einen Kompromiß zwischen der Größe des Hu bes des Stellkolbens (6) und der des zu übernehmendem Pleuelkraftanteils getroffen werden.

Bei kleinen β-Winkelwerten werden für das Variieren der Pleuellänge zwi schen L_min und L_max kleine Hübe des Stellkolbens (6) benötigt, d. h. eine kompakte Konstruktion wird ermöglicht, wobei das Hubminimum für β = 0° getroffen ist. Der modifizierte Pleuel kann symmetrisch realisiert und da durch können auch keine besonderen Eingriffe in den Massenausgleich des Motors vorkommen werden. Als Nachteil dieser Auslegung muß hier erwähnt werden, daß z. B. für β = 0° die hydraulischen Kammern (4), (5) die Pleuelkraft in voller Höhe übernehmen müssen. Das heißt, daß die Stirnflä che des Stellkolbens (6) und/oder die Betriebsdrücke in den hydraulischen Kammern (4), (5) sehr höhe Werte annehmen müssen.

Bei großen β-Winkelwerten ist der von den hydraulischen Kammern (4), (5) zu übernehmende Pleuelkraftanteil gering, wobei das Minimum bei β = 90° erreicht wird. Dies hat zur Folge, daß die Stirnfläche des Stellkolbens (6) und/oder der für die Einstellung der gewünschten Pleuellänge notwendige Druck in den hydraulischen Kammern (4), (5) sehr niedrig liegen kann. Der erste Nachteil dieser Auslegung ist jedoch, daß der notwendige Hub des Stellkolbens (6) für das Variieren der Pleuellänge zwischen L_min und L_max viel größer als im Fall von kleinen β-Winkelwerten ist. Im Falle vom β = 90° und einen symmetrischen Aufbau erscheinen die Pleuellänge als Hypo tenuse, die Hubhälfte des Stellkolbens (6) als eine und der Abstand zwi schen dem Kolbenbolzenaugenlagers (3) und der Verschiebungsachse (15) des Stellkolbens (6) (d. h. die mittlere Pleuellänge) als die andere Ka thete in einem rechteckigen Dreieck. Um einen Eindruck zu gewinnen, wird das Beispiel ausgewählt, in dem eine 3% Erhöhung der mittleren Pleuel länge L angestrebt ist. Nach einfachen Berechnungen ergibt sich als not wendige Hubhälfte des Stellkolbens (6) ca. 25% von L im Fall β = 90° im Vergleich mit nur 1,5% von L im Fall β = 0°. Ein weiterer Nachteil der Bau variante mit großen β-Winkelwerten deutet hier die unsymmetrische Mas senverteilung bezüglich der Pleuelachse (14), wenn der Stellkolben (6) von der mittleren Position ausweicht.

Gemäß dem Anspruch 2 kann die Steuerung für das Positionieren des Pleuelaugenlagers (2) und somit der Pleuellänge in mehreren Varianten er folgen.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung, das der Bauvariante mit β = 0° ent spricht, bei der die Steuerung der Pleuellänge ohne Rückschlagventile rea lisiert wird, ist in der Zeichnung dargestellt und wird in folgenden näher be schrieben.

Die Fig. 3 und 4 zeigen den modifizierten Pleuel in den Randpositio nen. Als hydraulisches Fluid wird in den hydraulischen Kammern (4), (5) Schmieröl vom Motorschmiersystem verwendet. Wie oben erwähnt, muß das Öl im Fall β = 0° die Pleuelkraft in voller Höhe übernehmen. Damit die entstehenden mittleren Öldrücke in den hydraulischen Kammern (4), (5) nicht höher als die üblich im Schmiersystem vorhandenen Drücke werden, muß die Stirnfläche des Stellkolbens (6) in der gleichen Größenordnung mit der Tragfläche des Kurbelzapfens (12) liegen, d. h. sie muß in etwa das Produkt zwischen der Breite des Pleuelaugenlagers und dem Durchmesser des Kurbelzapfens (12) gleichen. Diese Bedingung ist in der Prinzipskizze von Fig. 2, Fall β = 0°, nicht berücksichtigt. Im Gegenteil zur Fig. 2 zeigt

Fig. 3 sechs hydraulische Kammern, von denen (4), (4'), (4'') (Folgende Vereinbarung für die Bezeichnungen ist weiter zu beachten. Die mit einem einzelnen Strich bzw. mit zwei Strichen gekennzeichneten Zeichnungselemente deuten hier die links bzw. rechts zur Pleuellängsachse vorliegenden Bauteile oder Vorrichtungen.) für die Ein stellung und (5), (5'), (5'') für die Rückstellung zuständig sind. Die hydrauli schen Kammern (4), (5) werden weiter als hydraulische Hauptkammern und (4'), (4''), (5'), (5'') als hydraulische Nebenkammern bezeichnet. Die hydraulischen Nebenkammern (4'), (4'') bzw. (5'), (5'') können abhängig vom Durchmesser des Stellkolbens (6'), (6'') und von der Breite des Pleue laugenlagers (2) kommunizierend oder getrennt ausgeführt werden. Die gesamte Tragfläche dieser hydraulischen Kammern übersteigt die des Pleuelaugenlagers, und somit ist die obige Bedingung erfüllt.

Um die Montage des Stellkolbens auf einer üblichen (nicht gebaute) Kur belwelle zu ermöglichen, muß er aus zwei Bauteilen (6') und (6'') gefertigt werden. Das Zusammenhalten der Stellkolbenbauteile (6'), (6'') ist schon durch die Montage des Stellkolbens in den Bohrungen von Pleuelschaft (1) und Pleueldeckel (7) gewährleistet. Auf Wunsch kann jedoch auch eine zu sätzliche Befestigung (z. B. durch Verschrauben) dieser Bauteile ange wandt werden. Die Ölbohrungen (10), (11) können in der Trennfläche zwi schen den Stellkolbenbauteilen (6'), (6'') (s. Fig. 3 und 4) oder inner halb dieser Bauteilen durchgeführt werden. In der Bohrung des Pleuelau genlagers kann wie üblich auch die Lagerschale montiert werden. Zur Ver einfachung der Zeichnungen wird in diesem Ausführungsbeispiel jedoch auf Lagerschalen verzichtet, so daß die Lauffläche des Lagers direkt von der im Stellkolben durchgeführten Bohrung des Pleuelaugenlagers über nommen wird.

Die in der hydraulischen Kammer (5) plaziert und zwischen dem Pleueldeckel (7) und Stellkolben (6'), (6'') wirkende Feder (19) dient hier zur eindeuti gen Feststellung der Position des Stellkolbens beim Motorstart, Zeitpunkt in dem üblicherweise kein Öldruck im Schmiersystem und somit auch in den hydraulischen Kammern (4), (5) vorhanden ist. In diesem Fall ist die Pleuellänge und somit das Verdichtungsverhältnis bzw. das für den Motor start notwendige Anlasserdrehmoment minimal. Wenn aus anderen Grün den ein höheres Verdichtungsverhältnis beim Motorstart erwünscht ist, kann dann die Feder (19) in der hydraulischen Kammer (4) zwischen dem Pleuelschaft (1) und dem Stellkolben (6'), (6'') plaziert werden. Wenn der Motor z. B. über eine elektrische Ölpumpe verfügt, kann man beim Motor start durch eine Vorsteuerung dieser Pumpe auf die Feder (19) verzichten.

In der Figur (5) ist das Stellkolbenbauteil (6') dargestellt. Wie in den Fig. 4 und 5 dargestellt ist, sind die hydraulischen Kammern (4), (5) über die durch den Stellkolben durchgeführten Bohrungen (10) bzw. (11) mit den Pleuelaugenlagernuten (16') bzw. (17') und die ihrerseits über die Boh rungen (8) bzw. (9) durch Kurbelwangen (20') bzw. (20'') mit den umliegen den Hauptlagern verbunden. Die am Pleuelaugenlager vorhanden Nuten (16') bzw. (17') trennen einerseits die Ölströme in den hydraulischen Kam mern und anderseits helfen sie bei der Lagerschmierung. Wenn die Ölzu fuhr über (8), (16'), (10) zu der hydraulischen Kammer (4) und -abfuhr über (9), (17'), (11) zu der hydraulischen Kammer (5) wie in Fig. 4 ablaufen, wird dann der Pleuel seine Länge vergrößern, bis das Maximum getroffen ist. Die Steuerung der Pleuellänge kann in diesem Fall nur mit Hilfe von z. B. im Zylinderblock plazierten Verteilern, die die Richtung und den Durchsatz bzw. Druck der Ölströmung in den umliegenden Lager der Wel lenzapfen (13') bzw. (13'') bestimmen, durchgeführt werden. Demzufolge bleiben die Steuerorgane (hier die Verteiler) in dieser Ausführung von der Kurbelwellendrehung und Pleuel- bzw. Stellkolbenbewegung verschont.

Um die hydraulischen Nebenkammern (4'), (4'') bzw. (5'), (5'') in allen Stell kolbenpositionen nach außen abzudichten, besitzt der Stellkolben (6'), (6'') und das in ihm integrierte Pleuelaugenlager scheibenförmige Seitenwände (18) (s. Fig. 5), die auf dem Pleuelschaft (1) und Pleueldeckel (7) glei ten (s. Fig. 3 und 4) und somit die hydraulischen Nebenkammern ab dichten. Zur Abdichtungsverbesserung können zusätzlich z. B. Gummi-O- Ringe o. ä. zwischen Seitenwenden (18) und Pleuelschaft (1) bzw. Pleuel deckel (7) eingesetzt werden. Zur Ölsteuerung können die hydraulischen Nebenkammern (4'), (4'') bzw. (5'), (5'') in mehreren Arten mit den Pleue laugenlagernuten (16') bzw. (16'') verbunden werden, und zwar entweder direkt durch die Bohrungen (10'), (10'') (s. Fig. 6, die dem Schnitt C-C von Fig. 5 entspricht) bzw. (11'), (11''), oder indirekt durch Bohrungen, Spal ten, Nuten usw. erst mit den hydraulischen Hauptkammern (4) bzw. (5), die weiter durch die Bohrungen (10) bzw. (11) mit den Pleuelaugenlagernuten (16') bzw. (16'') kommunizieren.

Wie in den Fig. 4 und 6 dargestellt ist, entspricht die Position der Kur belwelle und des Pleuels dem oberen Totpunkt (OT) des Kurbeltriebs, wo bei der Kurbelwinkel (KW) α = 0° ist. Zum Beispiel im Falle eines 4-Takt motor kann bei dieser Kurbelstellung entweder die Verbrennung (Zünd-OT oder ZOT) oder das Ausschieben bzw. Ansaugen der Abgase (Ladungs wechsel-OT) erfolgen. Um die Steuerung mit geringeren Betriebsöldrücken durchführen zu können, muß die Richtung der Bohrungen (8) und (9), oder besser gesagt, die Lage ihrer Mündungen auf der Oberfläche des Kurbel zapfens (12) optimiert werden.

Wird angenommen, daß im ZOT die Gaskraft im Zylinder größer als die os zillierende Massenkraft ist, dann wird der Pleuelschaft (1) stark nach unten gedruckt. Zwei Situationen können nun auftreten. In der ersten liegt der Pleuel in seiner minimalen Länge vor, und somit befindet sich der Pleuel schaft (1) und die Stellkolbenbauteile (6'), (6'') in ihrer gemeinsamen An schlagposition. Dadurch wird die Pleuelkraft durch den Pleuelschaft (1), Stellkolben, Pleuelaugenlager auf den Kurbelzapfen (12) übertragen.

In der zweiten Situation ist die Pleuellänge größer als ihr Minimum (s. Fig. 6), dadurch kann keine direkte Kraftübertragung stattfinden. Wegen der Pleuelkraftwirkung wird der in den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') vorliegende Öldruck stark zunehmen. Das Öl von diesen hydraulischen Kammern wird infolgedessen versuchen, zum einen durch Leckströmungen zu entweichen und zum anderen sich gegen den in der Pleuelaugenlager nuten (16'), (16'') vorhanden Öldruck zu behaupten. Wird der Öldruck in den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') größer als der von den Pleuelau genlagernuten (16'), (16''), dann wird das Öl von den hydraulischen Kam mern (4), (4'), (4'') ungewollt in das Schmiersystem zurückströmen, und so mit werden die Pleuellänge und dadurch das eingestellte Verdichtungsver hältnis während des beginnenden Expansionshubes heruntergesetzt. Zwei Lösungseinsätze zur Verhinderung dieses unerwünschten Ereignisses wer den weiter vorgestellt.

Lösung 1

Durch ein optimiertes Positionieren der Mündungen der Boh rung (8) auf dem Kurbelzapfen (12) (s. die optimierte Variante in der Fig. 6) läßt sich jedoch die Verkürzung der Pleuellänge verhindern, da der Strö mungsquerschnitt, den die Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') an dieser Stelle anbieten und der von der Geometrie dieser Nuten und der Richtung der Bohrung (8) abhängt, gering beziehungsweise bis auf Null reduziert werden kann. In der Fig. 7 ist diese optimierte Variante in zwei Kurbelstel lungen dargestellt, wobei dort auch die schematische Darstellung der Kur beltriebposition für die jeweiligen Kurbelstellungen angegeben ist. Für die Kurbelstellung α = 0 °KW von Fig. 7 ist die optimierte Variante von Fig. 6 übernommen. Die Abbildung für α = 45 °KW von Fig. 7 zeigt nun, daß die Verbindung zwischen der Bohrung (8) und den Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') während der Expansion unterbrochen wird, und somit das Ab dichten der hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') und das Beibehalten der eingestellten Pleuellänge gewährleistet sind.

Lösung 2

Eine ganz andere Maßnahme, die die unerwünschte Rückströ mung vollständig eliminieren kann, beruht gemäß dem 2. Patentanspruch auf dem Einsatz eines Rückschlagventils in der Bohrung (10). Die hydrauli schen Nebenkammern (4'), (4'') und die hydraulische Hauptkammer (4) müssen in diesem Fall nur über die vom Rückschlagventil kontrollierte Bohrung (10) mit Öl versorgt werden. Die Hauptnachteile dieser Lösung beruhen erstens in der relativ schweren Zugänglichkeit für Wartung und Reparatur des ständig mit dem Pleuel und Stellkolben in Bewegung befind lichen Rückschlagventils, und zweitens in der relativ langen Zeit, die für die Änderung der Pleuellänge notwendig ist, da die Ölabfuhr von den hydrauli schen Kammern (4), (4') und (4'') nur über die Leckströmungen durchge führt werden kann. Der große Vorteil dieser Auslegung besteht darin, daß die Öldrücke von den hydraulischen Kammern (4), (4') und (4'') den Öl druck von den Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') übersteigen dürfte, ohne die Einstellung der Pleuellänge zu gefährden. Das Kompensieren des durch Leckströmungen von den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') ent weichenden Öls erfolgt von den Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') über das Rückschlagventil in der Zeit, in der die Pleuelkraft gering oder negativ (Zugbelastung des Pleuels) ist. Die Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') bzw. (17'), (17'') dürfen nun rundum am Pleuelaugenlager (2) angeführt werden (vorteilhaft z. B. für die Pleuelaugenlagerschmierung), und die Fest stellung der Richtung der Bohrungen (8) und (9) von Lösung 1 verliert deutlich an Bedeutung.

Im Falle des Ladungswechsel-OT wird die Pleuelkraft praktisch nur von der oszillierenden Massenkraft bestimmt, da der Zylinderdruck zu diesem Zeit punkt relativ niedrig ist. Die oszillierende Massenkraft ist bei dieser Kurbel stellung zum Zylinderkopf gerichtet, und somit wird der Pleuelschaft (1) auf Zug belastet. Wenn der Stellkolben (6) sich nicht im Anschlagpunkt mit dem Pleueldeckel (7) befindet, wird sich der Pleuelschaft (1) zusammen mit dem Pleueldeckel (7) relativ zum Stellkolben (6) in der Richtung des Zylin derkopfes bewegen. Dadurch wird das Volumen der hydraulischen Kam mern (4), (4'), (4'') vergrößert, das dort befindliche Öl entlastet, und somit kann noch frisches Öl durch die Bohrungen (10), (10'), (10'') von den Pleu elaugenlagernuten (16'), (16'') angesaugt werden. Die angesaugte Ölma sse hängt nun von dem Öldruck in den Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') ab. Mündet zu diesem Zeitpunkt die Bohrung (8) nicht in den Pleuelaugen lagernuten (16'), (16'') oder wird vom Verteiler über die Bohrung (8) kein Öl zugeführt, dann wird der in den Pleuelaugenlagernuten (16'), (16'') vorhan dene Öldruck schnell abgebaut und strömt praktisch kein oder nur weniger Öl zu den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4''). Demzufolge können in den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') störende Prozesse vorkommen, wie z. B. daß unerwünscht Luft aus der Umgebung wegen des Unterdruckes angesaugt wird, oder Kavitation auftritt. Dieser Fall muß durch Maß nahmen, die z. B. beim Hydrostößel getroffen wurden, bekämpft werden. Im Gegenteil zu den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') tendiert das Volu men der hydraulischen Kammern (5), (5'), (5'') sich zu verringern und den dort befindlichen Öldruck zu vergrößern.

Wie oben erwähnt, arbeitet der Stellkolben und die hydraulischen Kam mern nach dem Prinzip des Differentialzylinders. Infolgedessen sind die in den hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') und (5), (5'), (5'') ablaufenden Prozesse komplementär, d. h., im Falle einer Druckbelastung des Pleuels ähneln die Prozesse der hydraulischen Kammern (4), (4'), (4'') denen der hydraulischen Kammern (5), (5'), (5''), die im Falle einer Zugbelastung des Pleuels auftreten, und umgekehrt. Diese Spiegelsymmetrie der Prozesse empfiehlt normalerweise auch eine Spiegelsymmetrie der Konstruktion (s. Patentanspruch 2.c.). Dies ist jedoch nicht unbedingt erforderlich, wie im Patentanspruch 2.d. beschrieben.

Als weitere Konstruktionsmöglichkeit kann man vollständig auf dem hy draulischen Effekt der Hauptkammern (4) und (5) verzichten, d. h., daß die Funktion der Bohrungen dieser Kammern sich nur auf die Führung des Stellkolbens (6'), (6'') beschränkt. Für die Einstellung des Verdichtungsver hältnisses werden nun nur die hydraulischen Nebenkammern (4), (4') bzw. (5), (5') verwendet.

In der Fig. 8 ist die Ölsteuerung symmetrisch (s. Patentanspruch 2.c.) oh ne Rückschlagventile (s. Patentanspruch 2.b.) anhand einer Kurbelwelle für einen 4-Takt-4-Zylindermotor in mehreren Varianten dargestellt. Die Feile symbolisieren die Richtungen der Ölströmung, die mit Hilfe von Ver teilern (21) festgestellt sind. Die helleren (für Niedrigdruck) und dunkle ren (für Hochdruck) Balken auf Wellen- und Kurbelzapfen symbolisieren die Bereichen, in denen sich das Öl für die Steuerung und/oder Schmie rung in den Lagernuten rundum diesen Zapfen befindet. Die Pleuelaugen lagernuten (16) und (17), da sie sich im Falle einer Ölsteuerung ohne Rückschlagventile nicht über einen vollständigen Kreis ausbreiten, sind durch kürzere Balken symbolisiert.

Die Variante von der Abb. a) der Fig. 8 stellt die Ölsteuerung zur Vergrößerung der Pleuellänge mittels zwei Verteiler vor. Dadurch erfolgt die Einstellung des Verdichtungsverhältnisses gleichartig in allen vier Zy lindern. Der Vorteil dieser Variante liegt in ihrer einfachen Gestaltung. Als Nachteil ist zu erwähnen, daß der Öldruck in den Hauptlagern, wo das Öl abgeführt ist, so niedrig liegen kann, daß dadurch die Schmierung nicht ausreichend ist. In diesem Fall sind zwei Lösungen durchaus denkbar. Er stens die Ölabfuhr muß über ein Gegendruckventil, das einen genügenden Öldruck in den betroffenen Hauptlagern sichern kann, durchgeführt wer den. Nachteilig ist in diesem Fall, daß ein relativ hoher Druck für die Ölzu fuhr (wegen der notwendigen großen Druckdifferenz zwischen den hydrau lischen Kammern) benötigt wird. Zweitens können in den Hauptlagerscha len neben den vorhandenen Steuerungsnuten zusätzliche Nuten nur für die Lagerschmierung, die direkt unter Hochdruck mit Öl vom Schmiersystem versorgt sind, vorgesehen werden. Diese vorteilhafte Lösung ist zum Bei spiel für das erste und letzte Hauptlager in der Abb. d) gleicher Figur dargestellt, wobei die Balken mit grauem Farbverlauf (22), denen dort keine Feile zugeordnet wurden, die zusätzlichen Nuten für die Lager schmierung symbolisieren. Gegendruckventile für die Ölabfuhr können auch in diesem Fall eingesetzt werden, aber die Drücke, bei denen diese Ventile sich öffnen, können viel geringer sein als in der ersten Lösung und dürfen beliebig (gegen dem Auftreten von Kavitation oder Luftblasen) aus gewählt werden.

Die Variante von der Abb. b) der Fig. 8 stellt die Ölsteuerung zur Verkleinerung der Pleuellänge mittels fünf Verteiler vor. Gegenüber der Variante a) ist diese Konstruktion durch die erhöhte Anzahl von Verteilern aufwendiger, aber gleichzeitig, da jeder der drei in der Mitte befindlichen Verteiler die Ölströmung für zwei benachbarte Zylinder steuert, können da durch eventuelle Abweichungen bei der Einstellung des Verdichtungsver hältnisses ausgeglichen oder bewußt eine unterschiedliche nahezu zylin derspezifische Steuerung durchgeführt werden.

Die Variante von der Abb. c) der Fig. 8 stellt wie Variante a) die Ölsteuerung zur Vergrößerung der Pleuellänge mittels zwei Verteiler vor. Spezifisch für diese Variante ist die erhöhte Anzahl von Steuernuten in den Hauptlagern, so daß jede Nute nur zur Einstellung des Verdichtungsver hältnisses in einem einzelnen Zylinder dient. In diesem Fall ist die Schmie rung für die drei in der Mitte befindlichen Hauptlager dauernd abgesichert.

Die Variante von der Abb. d) der Fig. 8 stellt wie Variante b) die Ölsteuerung zur Verkleinerung der Pleuellänge aber diesmal mittels acht Verteiler vor. Dadurch kann die Einstellung des Verdichtungsverhältnisses zylinderspezifisch erfolgen. Diese ziemlich aufwendige Variante bietet die meisten Vorteile bezüglich Steuerungsflexibilität und Hauptlagerschmie rung. Um die Vorteile einer vollständig zylinderspezifischen Steuerung des Verdichtungsverhältnisses vollkommen ausnutzen zu können, muß man das tatsächlich im Zylinder eingestellte Verdichtungsverhältnis bestimmen können. Dies kann auf verschiedene Arten geschehen, wobei entweder die Position eines Pleuelbauteils (Stellkolbens, Pleuelschaft usw.), oder der Abstand zwischen dem Kolben und Zylinderkopf z. B. im OT, oder auch der Verdichtungsenddruck im Zylinder erfaßt oder ermittelt werden.

In der Fig. 9 ist die Ölsteuerung symmetrisch (s. Patentanspruch 2.c.) mit Hilfe von Rückschlagventilen (s. Patentanspruch 2.a.) mittels zwei Verteiler vorgestellt. Dadurch erfolgt die Einstellung des Verdichtungsverhältnisses ähnlich wie in der Variante a) der Fig. 8 gleichartig in allen vier Zylindern. Die Abb. a') und a'') stellen die Steuerung für die Vergrößerung bzw. Verkleinerung der Pleuellänge vor. Die Symbolisierungen von Fig. 8 gelten auch in Fig. 9. Die Pleuelaugenlagernuten (16) und (17), die sich im Falle einer Ölsteuerung mit Rückschlagventilen über einen vollständi gen Kreis ausbreiten dürfen, sind nun durch längere Balken symbolisiert.

Im Unterschied zur Variante a) der Fig. 8 verschwinden die Nachteile be züglich unzureichender Schmierung, da die Ölabfuhr von den hydrauli schen Kammern nun über die Leckströmungen erfolgt, und somit kein nied riger Öldruck in den betroffenen Hauptlagern vorliegen muß. Für die Steuerung wird Öl nur zugeführt (d. h. mit hohem Druck). Die Hauptlager, die zu dem entsprechenden Zeitpunkt bei der Steuerung nicht beteiligt sind, können mit Öl bei einem für die Schmierung ausreichenden Druck versorgt werden (s. Fig. 9).

Andere Steuerungs- und Gestaltungskombinationen können einfach nach diesen Beispielen und mit Hilfe der Patentansprüche 1. und 2. gewonnen werden.

Das Variieren des Verdichtungsverhältnisses durch Modifizieren der Pleu ellänge bewirkt (s. Fig. 10), daß der Kolben (23) im OT in unterschiedli chen Abständen zum Zylinderkopf (24) (s. Abb. a) und b) der Fig. 10) steht (Der Abstand zwischen dem Kolben im OT und dem Zylinderkopf wird weiter abgekürzt AbK_OTZK benannt.). Infolgedessen wird in der Nähe vom OT die Gestaltung der im Zylin der vorhandenen Brennkammer durch das Variieren des Verdichtungsver hältnisses maßgeblich beeinflußt, da ihre Höhe sich dadurch stark ändert.

Gemäß dem 3. Patentanspruch kann diese Gestaltungsänderung der Brennkammer im Falle eines direkteinspritzenden Ottomotors vorteilhaft angewandt werden, um eine betriebspunktabhängige Gemischbildung zu gewinnen. Dies kann unabhängig von der Art der Ladungsbewegung (d. h. Tumble-, Drall- oder Quetschströmung), die im Zylinder während des An saugens und Verdichtens induziert bzw. unterstützt wird, erfolgen. Neben dem variablen AbK_OTZK (s. Fußnote) müssen der Kolbenboden und der Zy linderkopf gezielt in der Art profiliert sein, um die nahezu völlige Trennung der Brennkammer in einer Haupt- (25) und in einer (oder mehreren) Ne benbrennkammer (26) in der OT-Position des Kolbens für den Fall, daß das maximale Verdichtungsverhältnis und somit der minimale er reicht sind, zu begünstigen.

Die letzte Voraussetzung zur Gewinnung einer betriebspunktabhängigen Gemischbildung ist, daß die Einspritzdüse (27) und die Zündkerze (28) in der Hauptbrennkammer plaziert werden müssen, um dadurch auf Wunsch entweder eine Schichtladung oder eine homogene Ladung im Zylinder zu realisieren. Gleichzeitig soll die Zündkerze in der Art plaziert sein, um die Einleitung der Verbrennung in beiden Brennkammern im Fall einer homo gene Gemischbildung zu ermöglichen.

Wie oben erwähnt, ruft die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses eine Verbesserung des effektiven Motorwirkungsgrades hervor. Gleichzeitig ist jedoch beim Ottomotor die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses durch das Eintreten des klopfenden Verbrennung begrenzt. Da für die Klopfen neigung der Ladungsmasse der Verdichtungsendzustand zuständig ist, kann nun abhängig von dem Lastniveau folgende Strategie angewandt werden:

I. Im Falle von niedrigen Motorbelastungen, wie bekannt, ist die Schichtla dung als Art der Gemischbildung im Zylinder zu empfehlen. Um günsti gere effektive Wirkungsgrade bzw. Kraftstoffverbräuche und gute Ab gaswerte erreichen zu können, wird hier diese Art der Gemischbildung bei hohen Verdichtungsverhältnissen betrieben.
Die Schichtladung wird erstens durch ein zündfähiges Luft-Kraftstoff- Gemisch plus eventuelle Restabgase mit entsprechendem Luftverhält nis für eine schnelle, vollständige, wirkungsvolle und saubere Verbren nung in der Hauptbrennkammer und zweitens durch Luft plus eventuelle Restabgase in der Nebenbrennkammer gebildet. Diese geschichtete Gemischbildung wird einerseits durch die nahezu vollständige Tren nung der Brennkammern, die bei hohen Verdichtungsverhältnissen und somit minimalen AbK_OTZK auftritt, und anderseits - wie üblich bei GDI- Motoren - durch die Verlegung der Einspritzung gegen Verdichtungsen de realisiert, und durch das gezielte Profilieren des Kolbenbodens und des Zylinderkopfes unterstützt (s. Abb. a) der Fig. 10). Die verlegte Kraftstoffeinspritzung erfolgt dadurch nur innerhalb der Hauptbrennkam mer (25), und das gezielte Profilieren des Kolbenbodens und des Zylin derkopfes zwingt den eingespritzten Kraftstoffstrahl sich nur innerhalb dieser Brennkammer zu entwickeln.
Als eine zusätzliche Hilfsmaßnahme für das Einschließen des einge spritzten Kraftstoffes in der Hauptbrennkammer kann hier eine gezielte Gestaltung der Brennkammern erwähnt werden, wobei das Volumen der Nebenbrennkammer sich schneller als das der Hauptbrennkammer zum Verdichtungsende hin verringert (unterschiedliche Quetschintensität zwischen den Brennkammern), somit einen Überdruck in Nebenbrenn kammer gegenüber Hauptbrennkammer und dadurch eine Gasströmung entgegen der Tendenz des Kraftstoffentweichens aus der Hauptbrenn kammer entsteht.
II. Im Falle von höheren Motorbelastungen und niedrigen Drehzahlen, wie bekannt, wird eine homogene zündfähige Ladung in den beiden Brenn kammern angestrebt, um dadurch die maximal mögliche Kraftstoffmenge verbrennen zu können. Dies wird hier mit dem maximal möglichen Ver dichtungsverhältnis geschehen, um das Einsetzen der klopfenden Ver brennung zu vermeiden. Da die Höhe des Verdichtungsverhältnisses durch das Auftreten von Klopfen begrenzt ist, wird der Motor in diesen Betriebspunkten mit geminderten Wirkungsgraden arbeiten.
III. In allen anderen Betriebspunkten des Motors können Kombinationen dieser zwei extremen Strategien angewandt werden.
Als Beispiel kann hier die Gemischbildung bei gleichzeitig höheren Be lastungen und Drehzahlen dienen. In diesen Betriebspunkten kann eine homogene zündfähige Ladung in den beiden Brennkammern - für höhe re Leistung - kombiniert mit relativ höheren Verdichtungsverhältnissen - für bessere Wirkungsgrade - angewandt werden, da die Gefahr für die Einleitung einer klopfenden Verbrennung bei höheren Drehzahlen im Vergleich mit dem oben unter Punkt II vorgestellten Fall, wie bekannt, viel geringer ist.

Der VCR-Kurbeltrieb eignet sich zum Einsatz in allen heutigen Diesel- bzw. Ottomotoren und Kolbenverdichter, bei denen eine variable Verdichtung angestrebt wird. Für die direkteinspritzenden Ottomotoren kann im Verbin dung mit einem VCR-Kurbeltrieb auch die dazu passende Brennkammer eingesetzt werden.

Claims

1. Kurbeltrieb für variable Verdichtung eines Hubkolbenverbrennungsmotors oder Kolbenverdichters, bestehend aus einem Pleuel mit einstellba rer Position des Pleuelaugenlagers, bei dem sich die Pleuellänge, d. h. der Abstand zwischen den Achsen des Pleuelaugenlagers und Kolben bolzenaugenlagers mittels:

a) zwei oder mehrerer hydraulischer Kammern, die in unterschiedli chen aber ergänzenden Maßen, durch die innerhalb der Kurbelwelle und des Stellkolbens ab laufend und zur Verdichtungseinstellung und eventuell Schmierung dienenden Bohrungen, mit Schmieröl versorgt sind, wobei eine der beiden hydraulischen Kammern eines Kammer paars prinzipiell durch eine Rückstellfeder ersetzt werden kann, und
b) eines zwischen den Kammern doppelwirkend arbeitenden Stellkol bens, der seinerseits das Pleuelaugenlager enthält,

verändern läßt.

2. Kurbeltrieb nach Anspruch 1, bei dem die Steuerung für das Positionie ren des Pleuelaugenlagers und somit die Einstellung der Pleuellänge prinzipiell in folgenden Varianten erfolgen kann:

a) mit Hilfe von Rückschlagventilen, wobei das Schmieröl mittels hydrau lischer Verteiler nur der Kammer zugeführt ist, während die Ölabfuhr den Leckströmungen überlassen wird,
b) ohne Rückschlagventile, wobei der Kammer sowohl die Ölzufuhr als auch die parallel zu den Leckströmungen ablaufende Ölabfuhr mittels hydraulischer Verteiler gesteuert sind,
c) symmetrische Steuerung eines Kammerpaars, wobei die Kammern entweder nach der Variante "a" oder nach der Variante "b" arbeiten,
d) unsymmetrische Steuerung eines Kammerpaars, wobei eine Kammer nach der Variante "a" und die andere nach der Variante "b" arbeitet.

3. Brennkammer eines mit einem Kurbeltrieb nach den Ansprüchen 1 und 2 ausgerüsteten direkteinspritzenden Ottomotors, bei der sich die Gestal tung unabhängig von der während des Ansaugens und Verdichtens in duzierten Art der Ladungsbewegung vorteilhaft für eine betriebspunktab hängige Gemischbildung verändern läßt,
wobei durch

a) das während des Motorlaufs gesteuerte Variieren des Verdich tungsverhältnisses und somit der Größe des im oberen Totpunkt vorliegenden Abstandes zwischen dem Kolben und dem Zylin derkopf,
b) das gezielte Profilieren des Kolbenbodens und/oder des Zylin derkopfes, um einerseits die Einteilung der Brennkammer in ei ner Haupt- und in einer (oder mehreren) Nebenbrennkammer und anderseits die nahezu vollständige Trennung der Brenn kammern im oberen Totpunkt beim Erreichen des maximalen Verdichtungsverhältnisses zu begünstigen, und
c) das Plazieren in der Hauptbrennkammer der für die Gemischbil dung (d. h. die Einspritzdüse) und Zündung (d. h. die Zündkerze) zuständigen Bauteile,

I. eine Schichtladung (d. h. ein zündfähiges durch Verlegung der Ein spritzung gegen Verdichtungsende gebildetes Luft-Kraftstoff-Ge misch plus Restabgase mit entsprechendem Luftverhältnis für eine schnelle, vollständige, wirkungsvolle und saubere Verbrennung in der Hauptbrennkammer, und nur Luft plus Restabgase in der Neben brennkammer)
kombiniert mit hohen Verdichtungsverhältnissen z. B. bei niedrigen Motorbelastungen, um einerseits die für die Schichtladung notwendi ge Trennung der Brennkammern und anderseits günstigere effektive Wirkungsgrade bzw. Kraftstoffverbräuche und gute Abgaswerte zu erreichen,
II. eine homogene zündfähige Ladung in den beiden Brennkammern kombiniert mit relativ niedrigen Verdichtungsverhältnissen z. B. bei höheren Lastwerten und niedrigen Motordrehzahlen, um das Einset zen der klopfenden Verbrennung zu verhindern,
III. und beliebige Kombinationen zwischen den beiden in allen anderen Motorbetriebspunkten,
erlaubt.