DE19933925A1 - Drehschieber zur Gaswechselsteuerung bei Brennkraftmaschinen - Google Patents
Drehschieber zur Gaswechselsteuerung bei BrennkraftmaschinenInfo
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Abstract
Bei der Drehschieberanordnung zur Gaswechselsteuerung bei Brennkraftmaschinen ist ein Drehschieber (8) auf der dem Brennraum zugewandten Seite des Zylinderkopfes so eingebaut, daß dieser durch Öffnen und Schließen von Kanälen den Gaswechsel steuert. Der Drehschieber wird über seinen Schaft schrittweise so angetrieben, daß nur bei Taktwechsel eine Verstellung erfolgt. Damit sind die Steuerzeiten unabhängig von der Form der Öffnungen in Schieber und Kanälen. Die Schrittbewegung wird durch ein entsprechend ausgebildetes und von der Kurbelwelle angetriebenes Schrittgetriebe (7, 9, 10, 11, 16) erzeugt, das eine unabhängige Beeinflussung der Schritte AÖ, AS/EÖ, ES zuläßt.
Description
Die klassische Bauart für Gaswechselsteuerungen bei Brennkraftmaschinen ist durch die Anordnung von
Hubventilen gekennzeichnet, die zumeist mehrere Ein- und Auslaßkanäle zum Brennraum hin öffnen und
schließen. Die Ventile sind dafür vorgesehen, den eigentlichen Zylinderraum nach Beendigung des
Ansaugtaktes zur Komprimierung und Verbrennung abzudichten und im Ausschiebetakt den Austritt des
Abgases zu ermöglichen. Der Antrieb der Ventile erfolgt mit Nockenwellen, die unmittelbar oder über
Hebelmechanismen eine translatorische Bewegung am Ventil erzeugen. Üblicherweise wird die
Rückstellbewegung der einzelnen Ventile durch Federkraft bewirkt, die von der Nockenwelle zunächst bei
der Öffnungsbewegung überwunden werden muß. Zur Verbesserung der Zylinderfüllung und Steuerung
der Strömungsbewegung können mehrere Ein- und Auslaßventile pro Zylinder vorgesehen sein.
Nachteilig wirkt sich bei diesen Ventilsteuerungen aus, daß bei der Öffnungsbewegung der Ventile diese
in den Brennraum hineinragen, weshalb die Nockenwelle formschlüssig mit der Kurbelwelle verbunden
sein muß, um eine Kollision zwischen Kolben und Ventilen auszuschließen. Um die bei modernen
Motoren erforderlichen Veränderungen der Steuerzeiten im Bereich Gaswechsel-OT vornehmen zu
können und hohe Verdichtungsverhältnisse zu ermöglichen, müssen Ventiltaschen im Kolben
vorgesehen werden, die die Klopfgrenze bei Otto-Motoren bestimmen, da dort die Flammenausbreitung
behindert ist und durch die Komprimierung durch das Endgas eine klopfende Verbrennung hervorgerufen
wird. Bei Konstruktionen ohne Ventiltaschen trägt das heiße Auslaßventil zur klopfenden Verbrennung
bei, da dort die radikalbildenden Vorreaktionen beschleunigt ablaufen. Desweiteren sind die
strömungsbehindernde Form der Ventile und eine unvollkommenen Ausnutzung der Brennraumfläche
auch bei Mehrventillösungen durch die notwendige Verwendung von runden Ventilen unbefriedigend.
Außerdem wird eine parallele Anordnung der paarweise zusammengehörenden Ventilen und dieser
zueinander mit einem bestimmten Ventilwinkel aus Kostengründen und konstruktiven Gesichtspunkten
auch bei Hochleistungsmotoren ausgeführt. Dies führt zu einer Abweichung vom Optimalfall des
rotationssymmetrischen Brennraums mit kürzest möglicher Durchbrennzeit. Der Antrieb der Ventile ist
durch die Federrückstellung drehzahlbegrenzt und ist bei hohen Drehzahlen hohen dynamischen Kräften
ausgesetzt und einer mehr oder weniger großen Verlustleistung behaftet. Durch die kontinuierliche
Bewegung des Ventils wird nur in einem Zeitpunkt der volle Querschnitt freigegeben. Zur
Abgasrückführung im Teillastbereich muß eine separate externe Rohrleitung und eine entsprechendes
Ventil vorgesehen werden. Die Flexibilität bei der Gestaltung der Steuerzeiten durch
Nockenwellenversteller und getrennte Nockenwellen für die Ein- und Auslaßventilbetätigung ist durch den
konstanten durch den Nocken vorgegebenen Öffnungswinkel stark eingeschränkt, was die Umsetzung
eines drosselfreien und elektronisch geregelten Motors erschwert. Verstellbare Schlepp- und
Kipphebelkonstruktionen sind sehr aufwendig und haben aufgrund der geringen Steifigkeit und der
großen bewegten Massen Probleme bei der Drehzahlfestigkeit.
Es ist bekannt, Drehschieber für die Steuerung des Gaswechsels bei Brennkraftmaschinen einzusetzen.
Bekannt sind Drehschiebermotoren mit kontinuierlich angetriebenem Schieber, beispielsweise aus
DE 195 35 920 und DE 197 15 888. Schieberkonstruktionen mit einem auf der dem Brennraum
zugewandten Seite angeordneten Drehschieber haben meist den Nachteil, daß diese während der
Verbrennung eine Relativbewegung aufgrund des Antriebes dieser Schieber ausführen und sehr oft mit
Verschleißerscheinungen, Dichtigkeitsproblemen und einer hohen Reibleistung behaftet sind. Aufgrund
des Antriebs dieser Schieber ist es auch nur eingeschränkt möglich, die Steuerzeiten zu variieren und die
Brennraumfläche optimal in Dicht- und Kanalfläche aufzuteilen. Thermodynamisch von Nachteil ist bei
diesen Konstruktionen, daß die Brennräume zerklüftet sind, was hohe Wandwärmeverluste und eine
lange Durchbrennzeit zur Folge hat. Desweiteren sind hohe HC und CO Emissionen zu erwarten.
Aufgrund der Erzeugung der Steuerzeiten aus den geometrischen Verhältnissen an Schieber und
Gegenlauffläche ergeben sich häufig kleine Kanalquerschnitte mit hohen Strömungswiderständen. Auch
bei Verwendung von Dichtelementen an den Dichtkanten treten durch die kontinuierliche Bewegung
während der Hochdruckphase erhebliche Materialbelastungen auf, die zu den bekannten Problemen
führen. Bei diskontinuierlich bewegten Schiebern besteht das Problem des hochdynamischen Antriebs,
weshalb die Kanalanzahl erhöht wird, um den Schrittwinkel zu verkleinen und damit die
Beschleunigungen zu reduzieren. Damit ergeben sich Nachteile, wie eine komplizierte Kanalführung im
Zylinderkopf, hohe Strömungsverluste und ein verstärktes Abdichtproblem. Die Tatsache, daß die heißen
Abgase bei AÖ zunächst durch einen durch die endliche Öffnungsgeschwindigkeit des Schiebers nur
langsam größerwerdenden Querschnitt mit Schallgeschwindigkeit strömen, was wegen des großen
Wärmeübergangs zur maximalen thermischen Belastung führt, bleibt oft unbeachtet.
Der im Patentanspruch 1 bis 7 angegebenen Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine
Drehschiebersteuerung für Brennkraftmaschinen mit einem oder mehreren Zylindern so auszubilden, daß
keine Relativbewegung zwischen Schieber und Zylinderkopf während der Hochdruckphase stattfindet,
eine variable Gestaltung der Steuerzeiten und eine optimale Nutzung der Brennraumfläche möglich wird,
und die thermische Belastung des Schiebers bei AÖ durch einen steilen Öffnungsgradient reduziert wird.
Erfindungsgemäß wird die Aufgabe mit einer Drehschiebersteuerung gemäß dem Oberbegriff des
Patentanspruchs 1 gelöst, bei der der Drehschieber über eine schrittweise Bewegung ausführt, die durch
ein im Grundgedanke dem Malteserkreuzgetriebe entsprechenden Getriebes erzeugt wird. Durch eine
besondere Anordnung von drei sog. Treiberrädern, die jeweils mit einem Stift versehen sind, der in zwei
um 180° versetzt angeordnete Öffnungen der am Drehschieberschaft angebrachten Gabel eingreift, wird
eine Abfolge von Einzelschrittbewegungen erreicht mit einer Periode von 720° Kurbelwinkel wobei die
Treiberräder synchron zur Kurbelwelle, also mit einer Übersetzung von 1 : 1, angetrieben werden. Jedes
Treiberrad kommt nur bei jeder 2. vollständigen Umdrehung zum Eingriff. Für jede Taktfunktion (Es, AÖ,
AS/EÖ) wird ein eigenes Treiberrad verwendet.
Die mit der Erfindung erzielten Vorteile sind eine freie Ausgestaltung der zur Verfügung stehenden
Brennraumfläche mit Kanälen und Zündkerzen, und damit einer Festlegung des für die Dichtwirkung
wichtigen Flächenverhältnisses von druckbelasteter Fläche zu Dichtfläche. Dies wurde erreicht mit einem
nach den Ansprüchen 2-7 gekennzeichneten schrittweisen Antrieb des Drehschiebers, der zudem den
entscheidenden Vorteil bringt, daß während der Hochdruckphase keine Relativbewegung und damit kein
Verschleiß entsteht. Dadurch ergibt sich, daß der vollständig freigegebene Kanalquerschnitt (bei EÖ oder
ES/AÖ) für den Zeitraum des Austritts des einen Treiberrades bis zum Eintritt des Nächsten zum
Gaswechsel zur Verfügung steht. Bei Verwendung eines Phasenverstellers für jedes Treiberrad können
die Startpunkte für die Schritte AÖ, AS/EÖ und ES unabhängig verstellt werden. Es werden außerdem
hohe Schrittgeschwindigkeiten bei moderaten Beschleunigungen erreicht. Der rotationssymmetrische und
kompakte Brennraum erlaubt eine wirkunsgradgünstige kurze Durchbrennzeit und geringe HC und CO-
Emission. Die Klopfneigung ist gering wegen der relativ glatten Brennraumform und dem Fehlen von
Bauteilen mit sehr hohen Temperaturen. Die hier ausgeführte Variante mit einem konstanten
Schrittwinkel von 60° stellt die einfachste Lösung dar im Bezug auf das Getriebe. Dabei reduziert sich
auch das Beschleunigungsmoment gegenüber einem Schrittwinkel von 120°, was der Laufruhe und der
Drehzahlfestigkeit zugute kommt. Die Drehzahlgrenze wird nur durch die Bauteilfestigkeit bestimmt. Zur
weiteren Optimierung des Ladungswechsels kann der Schrittwinkel ungleich aufgeteilt werden, z. B.
Auslaß/Einlaß/Arbeit 40°/70°/70°. Durch die Ausführung mit jeweils zwei Ein-, Auslaßkanälen und
Zündkerzen wird eine gezielte Strömungsbewegung (Tumble und/oder Drall) ermöglicht, sowie eine kurze
Durchbrennzeit erreicht. Bei jeweils doppelter Anzahl von Kanälen, wie sie sich bei einem Schrittwinkel
von 60° bzw. 40°/70°/70° ergibt, gestaltet sich die Abgasrückführung einfach, da Ein- und Auslaßkanäle
nebeneinander angeordnet sind und damit externe Kanäle entfallen.
Das nachfolgend näher beschriebene Ausführungsbeispiel ist in den Zeichnungen dargestellt.
In den Fig. 1-6 sind charakteristische Punkte des Bewegungsablaufs des Schiebers ersichtlich. Die
Treiberräder 7, 9, 11 werden mit Kurbelwellendrehzahl in gleichsinniger Drehrichtung bewegt. Der
Schieber wird nur beim Eingriff eines der drei Treiberräder in entgegengesetztem Drehsinn bewegt. Die
mit dem Schieber fest verbundene Gabel 10 ist in Fig. 1 in geschlossener Stellung positioniert
(Arbeitstakt). Als erstes kommt nun das Treiberrad AÖ 11 zum Eingriff. Der Schieber öffnet dabei die
Auslasskanäle und bleibt zum Zeitpunkt von Fig. 2 stehen. Währenddessen läuft Treiberrad ES 7 ohne in
Eingriff zu kommen um. Für den Abschnitt zwischen Fig. 2 und 3 bleiben die Auslasskanäle in voller
Größe geöffnet, um dann durch die in Fig. 3 einsetzende Drehbewegung des Schiebers geschlossen, und
die Einlasskanäle geöffnet zu werden (= Ventilüberschneidung), hervorgerufen durch das Treiberrad
AS/EÖ 9. Nach Beendigung dieses Schrittes steht der volle Einlaßquerschnitt für die Zeit zwischen Fig. 4
und Fig. 5 zur Verfügung. Treiberrad ES 7 startet in Fig. 5 die Schließbewegung des Schiebers, die in
Fig. 6 beendet wird. Dabei führt das Treiberrad AÖ 11 seine Leerdrehung aus. Zwischen Fig. 6 und Fig. 1
findet der Arbeitstakt statt, während dem Treiberrad AS/EÖ 9 seine Leerdrehung ausführt.
In Fig. 7 ist die Ansicht von der Brennraumseite dargestellt. Hierin sind die Einlaßkanäle 12 und die
Auslaßkanäle 13 angedeutet, deren Öffnungen in der dargestellten Stellung des Schiebers 8
verschlossen sind. Zu sehen sind die Zündkerzen 14, die in dem Zylinderkopf so eingebaut sind, daß sie
nicht über die Dichtfläche hinausragen. Die Aufteilung der Brennraumfläche in Kanal- und Dichtfläche
kann dieser Figur entnommen werden.
In Fig. 8 ist sind alle bewegten Teile dargestellt. Das von der Kurbelwelle angetriebene Ritzel 16 bewegt
die Treiberräder 7, 9, 11 im Übersetzungsverhältnis 1 : 1 zur Kurbelwelle, die die bereits erwähnten
Schrittbewegungen der Gabel 10 und damit des Schiebers 8 erzeugen (siehe Fig. 1-6).
Fig. 9 ist eine Schnittdarstellung des Konstruktionsbeispiels. Dem Kraftfluß folgend wird durch einen um
90° umgelenkten Zahnriemen und Zahriemenrad 18 das Ritzel 16 und damit die dargestellten
Treiberräder 7 und 11 angetrieben, deren Stift 22 mit der Gabel 10 in Eingriff kommt. Die Gabel ist auf
dem Schaft des Schiebers 8 befestigt, die diesen antreibt. In der gezeichneten Schieberstellung sind die
Einlaßkanäle 12 geöffnet. Eine unter der Gabel angeordnete Wellfeder 15 bringt die zum ständigem
Kontakt des Schiebers mit dem Zylinderkopf notwendige Axialkraft auf. Die Drehachse von Ritzel 16 und
Schieber 8 sind gleich, weshalb die Lagerung beider Bauteile ineinander erfolgt. Die Ritzellagerung
übernimmt ein Wälzlager 19, das in einem Flansch befestigt ist, der seinerseits auf den drei
Treiberradachsen mit jeweils einer Schraube befestigt ist. Die Lagerungen der Treiberräder sind identisch
und exemplarisch an Rad 7 zu sehen, das auf seiner Achse 21 mit einem Gleitlager gelagert ist. Der
Schieberschaft ist ebenfalls mit einem Gleitlager 17 im Zylinderkopf geführt. Die Lauffläche des
Schiebers wird vorzugsweise mit einem keramischen Werkstoff beschichtet und die Gegenlauffläche aus
einem ebensolchen Material als Einlage für den Zylinderkopf hergestellt. Die Kühlmittelkanäle 23 können
bis auf die Durchführung des Schieberschaft und die Aufnahme der Treiberradachsen frei gestaltet
werden.
7
Treiberrad Es
8
Drehschieber
9
Treiberrad AS/EÖ
10
Gabel
11
Treiberrad AÖ
12
Einlaßkanäle
13
Auslaßkanäle
14
Zündkerze
15
Wellfeder
16
Antriebsritzel
17
Gleitlager
18
Zahnriemenrad
19
Wälzlager
20
Lagerflansch
21
Treiberradachse
22
Treiberstift
23
Kühlmittelkanäle
EÖ Einlaß öffnet
Es Einlaß schließt
AÖ Auslaß öffnet
AS Auslaß schließt
EÖ Einlaß öffnet
Es Einlaß schließt
AÖ Auslaß öffnet
AS Auslaß schließt
Claims (7)
1. Drehschieberanordnung zur Gaswechselsteuerung bei Brennkraftmaschinen durch Öffnen und
Schließen von Öffnungen mit einer annähernd in Zylinderachse stehender Drehachse, wobei der
Drehschieber (8) an der dem Brennraum zugewandten Seite des Zylinderkopfes angeordnet ist,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Schrittantrieb zur schrittweisen Drehung des Drehschiebers (8) bei einem Taktwechsel
vorgesehen ist.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Schrittantrieb durch eine Anordnung von Treiberrädern (7, 9, 11) ausgebildet ist, die bei
jeder 2. vollständigen oder jeder vielfach 2. Drehung den Drehschieber bewegen.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Treiberrad einen Stift oder dergleichen aufweist, der in eine Ausnehmung des
Drehschiebers eingreifen kann.
4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Schrittantrieb durch einen hydraulischen Antrieb ausgebildet ist.
5. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 2 oder 3,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Elektromotor zum Betreiben des Schrittantriebs vorgesehen ist.
6. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Schrittantrieb durch den Abtrieb eines Elektromotors ausgebildet ist.
7. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Phasenversteller an den Treiberrädern vorgesehen ist.
Priority Applications (1)
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DE (1) | DE19933925C2 (de) |
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1999
- 1999-07-20 DE DE1999133925 patent/DE19933925C2/de not_active Expired - Fee Related
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