DE4437132A1

DE4437132A1 - Verbrennungskraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis

Info

Publication number: DE4437132A1
Application number: DE19944437132
Authority: DE
Inventors: Christoph Dipl Ing Bollig; Hans-Joerg Dipl Ing Hermanns; Torsten Dipl Ing Schellhase; Frank Widmann
Original assignee: FEV Motorentechnik GmbH and Co KG
Current assignee: FEV Europe GmbH
Priority date: 1993-10-27
Filing date: 1994-10-18
Publication date: 1995-05-04

Description

Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder und einem darin verschiebli chen Kolben, der über ein Pleuel mit einer Kurbelwelle verbunden ist.

Während bei normalen Hubkolbentriebwerken die Stellung des Kolbens im Zylinder ausschließlich über die Stellung der Kurbel bestimmt wird, hat man in der Vergangenheit versucht, für die unterschiedlichsten Betriebszwecke hier eine Veränderungsmöglichkeit dadurch zu schaffen, daß das Pleuel in zwei Pleuelteile unterteilt wurde, die über ein Mittelgelenk miteinander verbunden sind, und wobei ferner ein Lenkerarm am Pleuel angelenkt ist, dessen anderes Ende über einen am Maschinengehäuse verschiebbaren Anlen kungspunkt befestigt ist.

Derartige Konstruktionen sind beispielsweise bekannt aus DE-A-29 35 073, DE-A-29 35 977, DE-A-30 30 615, DE-A-37 15 391. Bei diesen Konstruktionen ist der Lenkerarm unmittelbar an das Mittelgelenk gekoppelt, so daß sich hier erhebliche konstruktive und betriebstechni sche Probleme ergeben. Das Mittelgelenk baut sehr breit und erreicht dabei ein hohes Gewicht, das bei den gegebenen Raumverhältnissen nicht mehr durch Gegengewichte an der Kurbelwelle ausgeglichen werden kann. Ferner ist aus EP- A-0 292 603 eine Konstruktion dieser Art bekannt, bei der das obere Pleuelteil eine über das Mittelgelenk hinaus reichende gedachte Verlängerung aufweist, deren Ende die Achse der Anlenkung für den Lenkerarm bildet. Da für die Kinematik der Abstand zwischen der Achse des Mittelgelenkes und der Achse der Anlenkung für den Lenkerarm verhältnis mäßig klein gehalten werden muß, läßt sich das hieraus resultierende konstruktive Problem nur durch eine kompli zierte "Verschachtelung" der beiden Gelenke lösen. Neben der sich hieraus ergebenden komplizierten und umständlichen Gestaltung der Gelenkverbindungen, wie sie auch aus DE-A-43 11 865 für die gleiche Motorkonzeption dargestellt ist, ergibt sich als weiterer Nachteil, daß das Gelenk schwerer und damit die Massenkräfte höher werden. Ferner ist es schwierig, mit einer derartigen Gelenkausbildung die notwendige Steifigkeit zu erzielen. Darüber hinaus hat eine derartige Gelenkkonzeption eine höhere Reibung, was zu meßbaren Verlusten beim effektiven Wirkungsgrad führt.

Aus DE-C-6 12 405 ist es bekannt, den Lenkerarm koaxial zum Mittelgelenk am Pleuel anzulenken und diese Anlenkung am unteren Pleuelteil vorzusehen. Weiterhin ist es bekannt, auf ein gemeinsames Mittelgelenk von oberem und unterem Pleuelteil zu verzichten und den oberen und den unteren Pleuelteil über jeweils ein gesondertes Gelenk mit dem Lenkerarm zu verbinden, wie dies beispielsweise aus DE-A-24 57 208 und DE-A-27 34 715 bekannt ist. Neben den kinematischen Problemen dieser Konstruktion ergibt sich auch ein hoher Bauaufwand, wobei insbesondere bei einem Verzicht auf das Mittelgelenk zwischen oberem und unterem Pleuelteil sich sehr ungünstige Belastungsfälle für die Bauteile des hierdurch gebildeten Kolbentriebs, insbesondere für den Lenkerarm ergeben.

Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, die konstruk tiven und betriebstechnischen Nachteile der vorbekannten Bauformen zu vermeiden.

Diese Aufgabe wird für eine Verbrennungskraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder und einem darin axial ver schieblichen Kolben, der über ein Pleuel mit einer Kurbel welle verbunden ist, das zweiteilig ausgebildet ist und mit seinem oberen Pleuelteil am Kolben angelenkt ist und mit seinem unteren Pleuelteil an der Kurbel der Kurbel welle angelenkt ist, gemäß der Erfindung dadurch gelöst, daß der obere Pleuelteil und der untere Pleuelteil über ein Mittelgelenk miteinander verbunden sind und daß ferner am oberen Pleuelteil ein Lenkerarm mit einem Ende über ein Zusatzgelenk angelenkt ist, das im Bereich des Mittel gelenkes mit seitlichem Abstand zu der durch die Verbindungs linie zwischen der Anlenkung am Kolben und dem Mittelgelenk definierten Längsachse am oberen Pleuelteil angeordnet ist und mit seinem anderen Ende an einem Anlenkungspunkt am Maschinengehäuse befestigt ist, der in bezug auf seinen Abstand zur Zylinderachse veränderbar angeordnet ist. Dadurch, daß die Anlenkung des Lenkerarms am Pleuel nicht über das Mittelgelenk sondern über ein gesondertes seitli ches Zusatzgelenk am oberen Pleuelteil erfolgt, ergibt sich zum einen eine sehr viel bessere Kinematik für den Kolbentrieb. Darüber hinaus kann die Bauteilbelastung nennenswert reduziert werden, nicht zuletzt dadurch, daß durch die seitliche Anordnung des Zusatzgelenkes am oberen Pleuelteil eine konstruktiv einfachere schmalere und damit leichtere Bauweise möglich ist. Aufgrund der günstigen Kinematik ist es möglich, die gegenüber einem normalen Kurbeltrieb höhere Pleuelmasse durch Gegengewichte an der Kurbelwelle auszugleichen, wobei die schmale Bauweise ein "Durchtauchen" des Zusatzgelenkes und auch des Mittelge lenkes durch die Gegengewichte im Bereich der unteren Totpunktstellung der Kurbel möglich ist. Dies ist beispiels weise für langhubige Motore vorteilhaft. Durch die konstruk tive Trennung der Anlenkung des Lenkerarms vom Mittelgelenk ergibt sich trotz der schmalen Bauweise eine sehr steife Bauteilverbindung und einer Reduzierung der Reibpartner, was tribologisch günstiger ist. Die Längsachse ist hierbei durch die Verbindungslinie zwischen der Anlenkung am Kolben und dem Mittelgelenk definiert.

In bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß am oberen Pleuelteil der Abstand zwischen dem Mittelge lenk und der Anlenkung am Kolben höchsten gleich, vorzugs weise kleiner ist als der Abstand zwischen dem Zusatzgelenk und der Anlenkung am Kolben. Auch hierdurch ergeben sich eine Reihe von konstruktiven, kinetischen und kinematischen Vorteilen, so beispielsweise eine Reduzierung der Kolbenhöhe und damit eine Reduzierung der Kolbenmasse, geringere Bauteilbeschleunigungen und kleinere Massenkräfte.

In Ausgestaltung der Erfindung ist ferner vorgesehen, daß der durch Kolben, Pleuel und Kurbel gebildete Kurbel trieb geschränkt ausgebildet ist, so daß die Zylinderachse die Achse der Kurbel nicht schneidet. Besonders zweckmäßig ist es jedoch, wenn der Kurbeltrieb in der Weise geschränkt ausgebildet ist, daß, bezogen auf die Drehachse der Kurbel, die Zylinderachse auf einer Seite und die Achse der Anlen kung des Lenkerarms am Maschinengehäuse auf der anderen Seite verläuft (negative Schränkung). Hierdurch ergeben sich kleinere Normalkräfte auf den Kolben, so daß auch der Kolben in seiner Höhe kleiner ausgebildet werden kann. Hierdurch ergeben sich besonders günstige kinematische Verhältnisse für den Kurbeltrieb.

Besonders zweckmäßig ist es hierbei, wenn der obere Pleuel teil und/oder der untere Pleuelteil und/oder der Lenkerarm bei einer geschränkten Ausführung so bemessen ist, daß die Achse des Zusatzgelenkes während einer vollständigen Kurbeldrehung die Zylinderachse nicht schneidet.

In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Mittelgelenk in der Weise ausgebildet ist, daß der Gelenkbereich des einen Pleuelteils den Gelenk bereich des anderen Pleuelteils gabelförmig umfaßt. Die Anordnung ist zweckmäßigerweise so getroffen, daß der Gelenkbereich des unteren Pleuelteils den Gelenkbereich des oberen Pleuelteils gabelförmig umfaßt. Hierdurch ergibt sich eine sehr steife gleichwohl schmalbauende Gelenkan ordnung.

In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist ferner vorgesehen, daß auch das Zusatzgelenk in der Weise ausgebil det ist, daß der Gelenkbereich des einen Gliedes, vorzugswei se der Lenkerarm den Gelenkbereich des anderen Gliedes, vorzugsweise des oberen Pleuelteiles, gabelförmig umfaßt.

In Ausgestaltung der Erfindung ist ferner vorgesehen, daß der Anlenkungspunkt des Lenkerarms am Maschinengehäuse mit einer steuerbaren Verstelleinrichtung zur Veränderung seines Abstandes zur Zylinderachse in Verbindung steht. Durch diese Anordnung ist es möglich, auch während des Betriebes die Totpunktlagen des Kolbens zu verändern und damit das Verdichtungsverhältnis zu erhöhen oder zu vermin dern, je nach dem, ob der Anlenkungspunkt in Richtung auf die Zylinderachse bewegt wird (Verminderung des Verdich tungsverhältnisses) oder der Anlenkungspunkt von der Zylin derachse wegbewegt wird (Erhöhung des Verdichtungsverhält nisses). Hierdurch ist es beispielsweise möglich, bei einem Ottomotor unter Vollast das Verdichtungsverhältnis zu reduzieren, um ein Klopfen zu vermeiden, jedoch in der Teillast mit einem höheren Verdichtungsverhältnis zu arbeiten, um so einen guten Wirkungsgrad aufrechtzuer halten.

In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist hierbei vorgesehen, daß der Anlenkungspunkt des Lenkerarmes am Maschinengehäuse im wesentlichen quer zur Zylinderachse verschiebbar gelagert ist und als Verstelleinrichtung ein längenveränderbares Stützglied vorgesehen ist, durch das der Anlenkungspunkt in einer jeweils vorgebbaren Posi tion gehalten wird, das mit Stellmitteln in Verbindung steht, wobei eine Verschiebung nach Betätigung der Stell mittel unter dem Einfluß der Kräfte des Kurbeltriebs ermög licht wird. Diese Anordnung hat den Vorteil, daß für die Verschiebung des Anlenkungspunktes beim Stelleingriff keine zusätzlichen Stellkräfte aufgebracht werden müssen, sondern daß lediglich das Stellmittel der ansteuerbaren Verstelleinrichtung anzusteuern ist, das dann eine Ver schiebung des Anlenkungspunktes um ein vorgebbares Maß unter dem Einfluß der Massenkräfte ermöglicht.

In besonders zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Stützglied durch eine doppelt wirkende Kolben-Zylinderanordnung gebildet wird, die mit einem flüssigen Druckmittel beaufschlagt ist, wobei beide Zylinderenden über eine Bypaßleitung miteinander verbunden sind, in der ein ansteuerbares Ventil als Stellmittel angeordnet ist. Je nach Freigabe über das ansteuerbare Ventil kann dann das Stützglied in Richtung zum einen oder zum anderen Zylinderende hin unter dem Einfluß der Kräfte des Kurbeltriebs bewegt werden. In gleicher Weise ist es aber auch möglich, statt einer Krafteinwirkung durch die Massenkräfte das Stützglied über Öldruck als Hilfskraft hin- und herzubewegen.

In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung ist eine Kurbel vorgesehen, deren Kurbelzapfen den Anlenkungspunkt des Lenkerarms bildet und deren Kurbelwelle über ein Übertragungselement mit dem Stützglied in Verbindung steht. Diese Anordnung erlaubt es, die notwendige, quer zur Zylinderachse verlaufende Bewegung des Anlenkungspunktes des Lenkerarms über eine Drehbewegung zu erzeugen. Ein weiterer Vorteil besteht hier in der Möglichkeit entsprechender Übersetzungsverhältnisse, um eine sehr feinfühlige und sehr präzise Querbewegung des Anlenkungspunktes zu erzeugen. Bei entspre chender Ausgestaltung des Übertragungselementes ist es ebenfalls möglich, eine Axialbewegung, wie sie eine Kolben- Zylinderanordnung ermöglicht, in eine Drehbewegung umzu setzen. Dies ist beispielsweise dann möglich, wenn die Kurbelwelle mit einer verhältnismäßig steilen schrauben linienförmigen Außenverzahnung versehen ist, die in einer entsprechenden Innenverzahnung eines wechselseitig beauf schlagbaren Kolbens geführt ist. Das Maß der Steigung bestimmt das Verhältnis zwischen Schiebeweg des Kolbens einerseits und Drehbewegung der Kurbel andererseits, so daß über lange Kolbenhübe sehr kleine Verdrehungen der Kurbel und damit sehr geringe Querverschiebungen des Anlenk punktes erzielbar sind. Auch hier kann die Verschiebung entweder aktiv über das den Kolben beaufschlagende Druck mittel erfolgen oder durch die Kräfte, die über die Kurbel eingeleitet werden. Im letzteren Fall ist es jedoch erfor derlich, daß die Steigung der Verzahnung so bemessen ist, daß keine Selbsthemmung erfolgt.

Die Erfindung wird anhand schematischer Zeichnungen von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 einen vertikalen Querschnitt durch einen Zylinder eines Hubkolbenmotors,

Fig. 2 einen Schnitt gem. der Linie II-II in Fig. 1,

Fig. 3 ein Ausführungsbeispiel für einen Verstell mechanismus,

Fig. 4 ein Blockschaltbild für die Ansteuerung des Verstellmechanismus gem. Fig. 3,

Fig. 5 eine weitere Ansteuerungsmöglichkeit für den Verstellmechanismus,

Fig. 6 den Verlauf des resultierenden Momentes eines Vierzylindermotors in Abhängigkeit vom Kurbelwinkel und in Relation zum Gasdruck des 1. Zylinders,

Fig. 7.1-7.4 die Kinematik des Kurbeltriebes in unter schiedlichen Kurbelstellungen.

Durch Anpassen des Verdichtungsverhältnisses an den jewei ligen Lastzustand kann der Wirkungsgrad beim Hubkolben- Verbrennungsmotor, insbesondere beim Ottomotor, entscheidend verbessert werden. Nimmt man den Gleichraumprozeß als Kreisprozeßmodell für den Ottomotor, so ergibt sich für den thermischen Wirkungsgrad

η_th,V thermischer Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses
Isentropenexponent
ε = V_h/V_c + 1 Verdichtungsverhältnis
V_h Zylinderhubvolumen
V_c Kompressionsvolumen

Wie man aus der Definition des thermischen Wirkungsgrads erkennen kann, nimmt der Wirkungsgrad mit steigendem Verdich tungsverhältnis zu.

Wegen der Klopfneigung des Ottomotors bei Vollast muß das Verdichtungsverhältnis jedoch für den Vollastbetrieb begrenzt werden. Ein derart begrenztes, auf den Vollastbe trieb abgestimmtes Verdichtungsverhältnis ist jedoch in der Regel für die Erzielung guter Wirkungsgrade im Teillast betrieb zu niedrig. Die Aufladung von Ottomotoren, die zur Erhöhung der Leistungsdichte eingesetzt werden kann, verschärft noch diesen Zielkonflikt. Zum einen muß wegen der für die gewünschte erhöhte Leistungsdichte notwendigen Aufladung des Verdichtungsverhältnis gegenüber dem frei saugenden Ottomotor verringert werden, um eine klopfende Verbrennung zu vermeiden. Zum anderen wird in der Teillast die Diskrepanz zwischen dem tatsächlichen und dem für gute Wirkungsgrade erforderlichen hohen Verdichtungsverhältnis entsprechend größer. Durch eine während des Betriebs vor nehmbare, lastabhängige Anpassung des Verdichtungsverhält nisses kann dieser Zielkonflikt beim Ottomotor vermieden werden.

Bei hoch aufgeladenen Dieselmotoren steht man vor der Problematik, daß die prinzipiell hohen Verdichtungsver hältnisse wegen der Spitzendruckbegrenzung gegenüber dem nicht aufgeladenen Dieselmotors verringert werden müssen. Will man durch Erhöhung der Aufladung eine Leistungsstei gerung des Dieselmotors erreichen, muß das Verdichtungsver hältnis um so deutlicher reduziert werden. Dies kann jedoch nur soweit gehen, daß das für sicheres Starten des Diesel motors erforderliche Verdichtungsverhältnis gewährleistet bleibt. Auch hier ist also ein veränderbares Verdichtungs verhältnis geboten.

Zusammenfassend läßt sich sagen, daß das variable Verdich tungsverhältnis sowohl für den frei saugenden als auch für den aufgeladenen Verbrennungsmotor im Hinblick auf eine Wirkungsgradsteigerung gegenüber dem konventionellen Motor von großer Bedeutung ist.

Nachstehend wird nun anhand eines Ausführungsbeispiels eine Konzeption für einen Hubkolbenmotor dargestellt und beschrieben, der eine kennfeldgesteuerte Einstellung des Verdichtungsverhältnisses bei nahezu konstantem Hubraum ermöglicht.

Wie Fig. 1 zeigt, weist der Verbrennungskolbenmotor einen Zylinder 1 auf, in dem sich ein Kolben 2 auf- und abbewegen kann. Der Pleuel ist hierbei unterteilt in einen oberen Pleuelteil 5 und einen unteren Pleuelteil 10, wobei der obere Pleuelteil 5 über einen Kolbenbolzen 6 in üblicher Weise am Kolben 2 angelenkt ist. Der untere Pleuelteil 10 ist am Kurbelzapfen 11 der Kurbel 4 an der Kurbelwelle 3 angelenkt. Der obere Pleuelteil 5 und der untere Pleuel teil 10 sind über ein Mittelgelenk 9 miteinander verbunden. Durch die Verbindungslinie zwischen der Achse des Kolbenbol zens 6 und der Achse des Mittelgelenkes 9 wird die Längs achse 5.1 des oberen Pleuelteiles 5 definiert.

Der obere Pleuelteil 5 weist ferner im Bereich des Mittel gelenkes 9 ein Zusatzgelenk 8 auf, das mit seitlichem Abstand zur Längsachse 5.1 des oberen Pleuelteiles 5 ange ordnet ist. An diesem Zusatzgelenk 8 ist ein Lenkerarm 7 angelenkt, der mit seinem anderen Ende an einem Anlenk punkt 13 in Form eines Exzenters 12 angelenkt ist. Der Exzenter 12 und damit der Anlenkungspunkt 13 sind mit einer Exzenterwelle 14 verbunden, so daß der Anlenkungs punkt 13 sich bei einem Verdrehen der Exzenterwelle 14 um die gehäusefeste Achse 15 auf der punktiert angedeuteten Kreisbahn 16, die in der Drehebene der Kurbel 4 liegt, zwischen der Stellung A und der Stellung B im wesentlichen quer zur Zylinderachse 17 bewegen kann.

Durch die angedeutete Verstellung des Exzenters und damit einer Verschiebung des gehäusefesten Anlenkungspunktes 13 zwischen der Stellung A und der Stellung B ergibt sich aufgrund des kinematischen Gesamtzusammenhanges des darge stellten variablen Kurbeltriebs eine Erhöhung oder eine Verringerung des Verdichtungsverhältnisses. Eine Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses bei nahezu konstantem Volumen wird erreicht, wenn der Kolben 2 in der oberen Totpunktlage eine entsprechend geringere senkrechte Höhe, gemessen von der Kurbelwellenachse 3, einnimmt, als dies bei dem maximal möglichen Verdichtungsverhältnis der Fall ist. Der untere Totpunkt verschiebt sich um den nahezu gleichen Betrag nach unten.

Die in Fig. 1 dargestellte Konzeption zeigt noch eine konstruktive Besonderheit. Der dargestellte Kurbeltrieb weist eine sogenannte negative Schränkung auf, d. h. die Zylinderachse 17 liegt in der Zeichnung links und das Zusatzgelenk 9 des Lenkerarms 7 liegt rechts von der durch die Kurbelwellenachse 3 vorgegebene vertikale Mittelebene. Diese Anordnung verursacht deutlich geringere Normalkräfte auf den Kolben, was sich günstig hinsichtlich Verschleiß und Reibung auswirkt. Aufgrund der geringeren Flächenpressung zwischen Kolben 2 und Zylinder 1 kann die Reibfläche des Kolbenhemdes reduziert werden, was wiederum zu einer Verrin gerung der Kolbenmasse und damit zu einer Senkung der Massenkräfte des Kurbeltriebs führt. Der Motorblock kann bei einer negativen Schränkung kompakter ausgeführt werden, da sich der zur Zylinderachse 17 senkrechte Abstand zwischen Anlenkungspunkt 13 und Kurbelwellenmitte 3 verkleinert.

Hierbei ist es ferner möglich, in der Zylinderbüchse eine Aussparung 0 vorzusehen, um bei entsprechend kompakter Bauweise einen Freigang des Kurbeltriebs zu gewährleisten. Mit dieser Aussparung 0 ergibt sich bei der Gestaltung des Lenkerarms 7 ein größerer Spielraum, der im Hinblick auf die mechanische Belastung des Lenkerarms 7 sehr hilf reich ist. Die Aussparung 0 ist hierbei gerade so breit, daß der Schaft des Lenkerarms kollisionsfrei eintauchen kann. Der Ölabstreifring des Kolbens 2 überstreift diese Aussparung nicht.

In Fig. 2 ist ein Querschnitt durch das untere Ende des oberen Pleuelteils 5 dargestellt. Die Schnittdarstellung läßt erkennen, daß das obere Ende des unteren Pleuelteils 10 gabelförmig ausgebildet ist und zwar sowohl für das Mittel gelenk 9 als auch für das Zusatzgelenk 8, so daß der obere Pleuelteil 5 einerseits und der Lenkerarm 7 andererseits entsprechend umfaßt werden. Eine derartige Anordnung ist sehr schmalbauend, reibungsarm und darüber hinaus sehr biegesteif. Aufgrund der schmalen Bauweise kann, wie aus Fig. 1 leicht zu erkennen ist und wie anhand der schemati schen Darstellung der Kinematik in Fig. 7 ebenfalls zu erkennen ist, die Gelenkanordnung des oberen Pleuelteils 5 ebenso wie der daran angeschlossene Teil des Lenkerarms 7 zwischen den in Fig. 1 angedeuteten Gegengewichten 3.1 "durchtauchen", so daß ein Massenausgleich für jeden Zylin der möglich ist.

In Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel eines als Verstellein richtung C ausgebildeten Stützgliedes für den gehäuseseiti gen Anlenkungspunkt 13 des Lenkerarms 7 dargestellt. Dieses besteht im wesentlichen aus einem Hydraulikzylinder 18 und einem darin axial verschiebbaren Kolben 19, der an seiner der Exzenterwelle 14 zugewandten Seite eine rohrar tige Verlängerung 23 aufweist, die mit einer Außenschrägverzahnung 24 und einer Innenschrägverzahnung 25 versehen ist. Die Außenverzahnung 24 ist im Eingriff mit einer motorgehäusefesten Innenschrägverzahnung 26. Die Innenver zahnung 25 der Kolbenverlängerung 23 ist im Eingriff mit der Außenschrägverzahnung 27 der Exzenterwelle 14. Die beiden Druckölkammern 20 und 21 im Zylinder 18 werden durch den Kolben 19 gegeneinander abgedichtet und über die Druckölleitungen 28 und 29 mit Drucköl beaufschlagt. Eine axiale Verschiebung des Hydraulikkolbens, deren Rich tung sich je nach Druckgefälle zwischen den beiden Drucköl kammern 20 und 21 einstellt, führt zu einer Verdrehung der Exzenterwelle 14, die wiederum zu einer Bewegung des Anlenkungspunktes 13 auf seiner Kreisbahn 16 zwischen den Punkten A und B führt.

Bei Reihenmehrzylindermotoren wird die Exzenterwelle 14 von nur einem derartigen Verstellmechanismus betätigt, der an einem Ende der Exzenterwelle 14 angebracht ist, auf der dann entsprechend der Zahl der Zylinder entspre chende Exzenter oder Kurbeln angeordnet sind.

Eine kontinuierliche Verdrehung der Exzenterwelle 14 wird dadurch erreicht, daß der Hydraulikkolben in beliebigen Zwischenlagen durch einen Druckausgleich zwischen den Druckölkammern 20 und 21 gehalten werden kann. Hierzu werden Proportionalventile 30, 31 verwendet, die die Druck ölleitungen 28 und 29 verschließen bzw. bei einer gewünsch ten Verschiebung des Hydraulikkolbens 19 je nach erforderli cher Verschiebungsrichtung öffnen können. Ein Rückschlag ventil 33 verhindert, daß sich durch auftretende Rückstell momente auf die Exzenterwelle 14 eine Verschiebung des Hydraulikkolbens entgegen der gewünschten Verschiebungsrich tung ergibt. Mit einem Rückschlagventil 34 wird die Durch strömungsrichtung der beiden Proportionalventile 30 und 31 festgelegt.

Der Ölkreislauf des Verstellmechanismus kann in den Motoren ölkreislauf integriert werden. Die erforderliche Ölpumpe 32 wäre in diesem Fall dann identisch mit der Motorölpumpe. Das Ölreservoir 35 entspräche der Motorölwanne. Alternativ hierzu kann der in Fig. 3 dargestellte Ölkreislauf auch als eigenständiger Druckölkreislauf ausgeführt werden.

Die Verschiebung des Hydraulikkolbens 19 wird über eine in Fig. 4 als Blockschaltbild dargestellte Regelstrecke gesteuert, wobei die Kennfeldgrößen "Last", erfaßt durch die Drosselklappenstellung ϕ und "Drehzahl n" Eingangs größen für die Regelstrecke darstellen, die zu einem Soll wert (Führungsgröße) der Position des Anlenkungspunktes 13 mit Hilfe eines Meßwertaufnehmers M weiterverarbeitet werden.

Die Kräfte des Kurbeltriebs, die für die Regelstrecke eine Störgröße in Form eines Momentes darstellen (vergl. Fig. 6) wirken auf den Verstellmechanismus und führen zu einer Regelabweichung x_w, die wiederum vom Regler bei der Ermittlung der Stellgröße y berücksichtigt wird, wie dies aus dem Blockschaltbild in Fig. 4 ersichtlich ist. Da das resultierende Moment aufgrund der inneren Kräfte des Kurbeltriebs und der auf den Kolben 2 wirkenden Gaskraft um die Exzenterwellenachse 15 im Uhrzeigersinn dreht, hat der Verstellmechanismus die Tendenz, den Anlenkungs punkt 13 in die in Fig. 1 dargestellte Position A zu ver fahren, die der geringstmöglichen Verdichtung entspricht. Dies stellt bei einem plötzlichen Lastwechsel von Teillast auf Vollast für den Motor eine besondere Schutzfunktion dar, da mit Hilfe des resultierenden Momentes des Kurbel triebs das Verdichtungsverhältnis schneller hin zu kleine ren Werten verstellt werden kann, um motorschädigende Spitzendrücke bzw. ein Klopfen zu vermeiden.

Das Verdichtungsverhältnis kann somit zwischen einer gerin gen Verdichtung bei Vollast bis zu einer maximalen Verdich tung bei extremer Teillast eingestellt werden. Dabei wird der Anlenkungspunkt 13 wie folgt bewegt:

Dieser befindet sich, wie in Fig. 1 dargestellt, bei Voll last in der Position A. Wird nun die Last zurückgenommen, kann das Verdichtungsverhältnis erhöht werden. Dies ge schieht durch ein Verdrehen der Exzenterwelle 14, so daß der Anlenkungspunkt 13 sich aus der Position A auf der Kreisbahn 16 in Richtung auf die Position B bewegt. Bei extremer Teillast bzw. bei sehr niedrigen Drehzahlen bei aufgeladenen Verbrennungsmotoren befindet sich dann der Anlenkungspunkt 13 in der Position B, d. h. der Verbren nungsmotor wird dann mit dem höchsten Verdichtungsverhält nis betrieben.

Während anhand von Fig. 3 ein Verstellmechanismus C darge stellt und beschrieben wurde, der kraftbetätigt ist, zeigt Fig. 5 eine Anordnung, die eine selbsttätige Verstellung, d. h. eine Verstellung ohne zusätzliche Stellkräfte ermög licht. Das aus den Massenkräften des Kurbeltriebs und der Gaskraft auf den Kolben 2 resultierende Moment (vergl. Fig. 6) auf die Exzenterwelle 14 stellt das Kraftpotential für die Verschiebung des Anlenkungspunktes 13 dar. Bei einer Verdrehung der Exzenterwelle 14 wird hierbei der Hydraulikkolben 19 je nach Drehrichtung axial in die der Position A entsprechenden geringstmöglichen Verdichtung bzw. in die der Position B entsprechenden größtmögliche Verdichtung verschoben. Die negativen Anteile des Momentes auf die Exzenterwelle 14 (wie aus Fig. 6 ersichtlich) bewirken eine Verdrehung der Exzenterwelle 14 im positiven Uhrzeigersinn, wenn man in Richtung der positiven X-Achse schaut (vergl. die Koordinatenangabe in Fig. 5). Der Hydrau likkolben 19 bewegt sich bei entsprechenden Schrägverzah nungspaarungen 24/26 und 25/27 in der Stellung 111 des Proportionalventils 30 in die negative X-Richtung, d. h. in Richtung der der Position A entsprechenden geringsten Verdichtung. Die positiven Anteile des Momentes können bei dieser Stellung des Proportionalventils 30 den Hydraulik kolben 19 nicht in die Gegenrichtung verschieben, da das Rückschlagventil 32 eine dafür notwendige Durchströmungsrich tung des Proportionalventils 30 verhindert. Als besonders vorteilhaft erweist sich, daß die negativen Anteile des Momentes auf die Exzenterwelle 14 größer sind als die positiven Anteile, denn dies bedeutet bei einem plötzlichen Lastwechsel von Teillast nach Vollast, daß das Verdichtungs verhältnis entsprechend schnell von einem hohen Verdichtungs verhältnis zu einem niedrigen Verdichtungsverhältnis hin verändert werden kann. So können Klopfschäden beim Ottomotor und eine spitzendruckbedingte Überlastung der Bauteile beim Dieselmotor vermieden werden.

Soll der Anlenkungspunkt 13 derart verschoben werden, daß sich größere Verdichtungsverhältnisse einstellen, muß der Hydraulikkolben 19 in positive X-Richtung wandern. Dies bedingt die Stellung I des Proportionalventils 30, bei der nur die Wirkung der positiven Anteile des Momentes auf die Exzenterwelle 14 zugelassen werden.

Die Stellung II des Proportionalventils 30 ermöglicht ein konstantes Verdichtungsverhältnis. Weder die negativen noch die positiven Anteile des Momentes auf die Exzenter welle 14 können die Position des Anlenkungspunktes- 13 bzw. des Hydraulikkolbens 19 verändern. Hierbei wird die Inkompressibilität des Hydrauliköls und eine entsprechende Unverformbarkeit der Hydraulikbauteile und der Druckölka näle vorausgesetzt.

Die Ölpumpe 34 des Motors übernimmt bei dieser Ausführungs form lediglich die Aufgabe, eventuelle Leckverluste auszu gleichen. Die Rückschlagventile 31 und 33 verhindern einen Kurzschluß der jeweiligen hydraulischen Schaltstellung.

In den Fig. 7.1 bis 7.4 ist für eine Drehung der Kurbelwelle im Uhrzeigersinn von 0 bis 270° Kurbelwinkel die Kinematik des in Fig. 1 dargestellten und vorstehend beschriebenen Kurbeltriebes gezeigt. Bei der gegebenen Bauform ist der Abstand des Mittelgelenkes 9 zu der durch den Kurbelbolzen 6 definierten Anlenkung des oberen Pleuelteils 5 kleiner als der Abstand des Zusatzgelenkes 8 zur Anlenkung des oberen Pleuelteils am Kolben 2. Zweckmäßigerweise sollte das Abstandsverhältnis 8-6 zu 9-6 auf jeden Fall größer 1 sein, um die Beschleunigungswerte des Kurbeltriebs und damit die Massenkräfte zu begrenzen. Nimmt das Verhältnis 8-6 zu 9-6 Werte kleiner 1 an, so steigen der Spitzenwerte der Bauteilbeschleunigung bzw. die Massenkräfte des Kurbel triebs extrem an. Der Abstand zwischen dem Mittelgelenk 9 und dem Zusatzgelenk 8 muß derart gewählt werden, daß einerseits der Freigang für das obere Pleuelteil 5 im Zylinder 1 gewährleistet ist und andererseits genügend Platz vorhanden ist, um die beiden Gelenke 8 und 9 in der Weise zueinander anzuordnen, daß sich der Lenkerarm 7, das untere Pleuelteil 10 und das obere Pleuelteil 5 kollisionsfrei in einer Ebene bewegen können.

Der anhand der Fig. 3 und 5 beschriebene Verstellmechanis mus kann auch dahingehend abgewandelt werden, daß sich der Anlenkungspunkt 13 unmittelbar auf einem Ende eines Hydraulikkolbens abstützt, dessen Bewegungsrichtung jedoch dann quer zur Kurbelwelle 3 in Richtung auf die Zylinder achse 17 verläuft, so daß die Verschiebung des Kolbens unmittelbar eine Verschiebung des Anlenkungspunktes 13 bewirkt.

Bezugszeichenliste zu Fig. 4:

ϕ Drosselklappenstellung
M Meßwertaufnehmer
n Motordrehzahl
R Regler
S Verstellmechanismus (Stellglied)
w Sollwert der Anlenkpunktstellung (Führungsgröße)
x Istwert der Anlenkpunktstellung (Regelgröße)
x_w Regelabweichung
y Stellgröße
z Anlenkpunktverschiebung durch Kräfte des Kurbeltriebs (Störgröße)

Claims

1. Verbrennungskraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder (1) und einem darin axial verschieblichen Kolben (2), der über ein Pleuel mit einer Kurbelwelle (3) verbunden ist, das zweiteilig ausgebildet ist und mit seinem oberen Pleuelteil (5) am Kolben (2) angelenkt ist und mit seinem unteren Pleuelteil (10) an der Kurbel (4) der Kurbelwelle (3) angelenkt ist, wobei der obere Pleuelteil (5) und der untere Pleuelteil (10) über ein Mittelgelenk (9) mitein ander verbunden sind und wobei ferner am oberen Pleuelteil (5) ein Lenkerarm (7) mit einem Ende über ein Zusatzgelenk (8) angelenkt ist, das im Bereich des Mittelgelenkes (9) mit seitlichem Abstand zu der durch die Verbindungslinie zwischen der Anlenkung (6) am Kolben (2) und dem Mittelge lenk (9) definierten Längsachse (5.1) des oberen Pleuelteils (5) angeordnet ist, und mit seinem anderen Ende an einem Anlenkungspunkt (13) am Maschinengehäuse befestigt ist, der in bezug auf seinen Abstand zur Zylinderachse (17) veränderbar angeordnet ist.

2. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß am oberen Pleuelteil (5) der Abstand zwischen dem Mittelgelenk (9) und der Anlenkung (6) am Kolben (2) höchstens gleich, vorzugsweise kleiner ist als der Abstand zwischen dem Zusatzgelenk (8) und der Anlenkung (6) am Kolben (2).

3. Verbrennungskraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, da durch gekennzeichnet, daß der durch Kolben (2), Pleuel (5, 10) und Kurbel (4) gebildete Kurbeltrieb geschränkt ausgebildet ist, wobei die Zylinderachse (17) die Achse der Kurbelwelle (3) nicht schneidet.

4. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Kurbeltrieb in der Weise geschränkt ausgebildet ist, daß, bezogen auf die Drehachse der Kurbelwelle (3) die Zylinderachse (17) auf einer Seite und die Achse des Anlenkungspunktes (13) des Lenkerarms (7) am Maschinengehäuse auf der anderen Seite verläuft (negative Schränkung).

5. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der obere Pleuelteil (5) und/oder der untere Pleuelteil (10) und/oder der Lenker arm (7) bei einer geschränkten Ausführung so bemessen ist, daß die Achse des Zusatzgelenks (8) während einer vollständigen Kurbeldrehung die Zylinderachse (17) nicht schneidet.

6. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittelgelenk (9) in der Weise ausgebildet ist, daß der Gelenkbereich des einen Pleuelteils (5) oder (10) den Gelenkbereich des anderen Pleuelteils (10) oder (5) gabelförmig umfaßt.

7. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Zusatzgelenk (8) in der Weise ausgebildet ist, daß der Gelenkbereich des einen Gliedes (oberer Pleuelteil 5 und/oder Lenker arm 7) den Gelenkbereich des anderen Gliedes (Lenkerarm 7 und/oder unterer Pleuelteil 10) gabelförmig umfaßt.

8. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Anlenkungspunkt (13) des Lenkerarms (7) am Maschinengehäuse mit einer steuerbaren Verstelleinrichtung (C) zur Veränderung seines Abstandes zur Zylinderachse (17) in Verbindung steht.

9. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Anlenkungspunkt (13) des Lenkerarms (7) am Maschinengehäuse im wesentlichen quer zur Zylinderachse (17) verschiebbar gelagert ist und als Verstelleinrichtung ein längenveränderbares Stütz glied vorgesehen ist, durch das der Anlenkungspunkt (13) in einer jeweils vorgebbaren Position gehalten wird, das mit Stellmitteln (30, 31) in Verbindung steht, wobei eine Verschiebung nach Betätigung der Stellmittel unter dem Einfluß der Kräfte des Kurbeltriebs ermöglicht wird.

10. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Stützglied durch eine doppelt wirkende Kolben-Zylinderanordnung (18, 19) gebildet wird, die mit einem flüssigen Druckmittel beauf schlagbar ist, wobei beide Zylinderenden (20, 21) über eine Bypaßleitung (28, 29) miteinander verbunden sind, in der ein ansteuerbares Ventil (30) als Stellmittel ange ordnet ist.

11. Verbrennungskraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß ein Exzenter vorge sehen ist, dessen Kurbelzapfen (12) den Anlenkungspunkt (13) des Lenkerarms (7) bildet und dessen Welle (14) über ein Übertragungselement mit dem Stützglied in Verbindung steht.