DE69407247T2

DE69407247T2 - Antriebsstrang mit aufgeladenem Motor

Info

Publication number: DE69407247T2
Application number: DE69407247T
Authority: DE
Inventors: Tsuyoshi Goto; Hiroyuki Sugimoto
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1993-09-30
Filing date: 1994-09-29
Publication date: 1998-07-09
Anticipated expiration: 2014-09-30
Also published as: US5549095A; KR100333009B1; EP0646703A2; KR950008942A; JPH07145740A; EP0646703A3; EP0646703B1; DE69407247D1

Description

Hintergrund der Erfindung

1. Gebiet der Erfindung

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Antriebsstrang mit einem mehrventiligen, mit doppelter obenliegender Nockenwelle (DOHC) versehenem Motor, welcher mit einem mechanischen Turbolader und einem Getriebe ausgerüstet ist.

2. Beschreibung des Standes der Technik

Um die unter Druck in einen Motor zu treibende Luftmenge zu erhöhen und dadurch das Ausgangsdrehmoment eines Motors zu erhöhen, sind Motoren typischerweise mit Turboladern ausgerüstet. Zusätzlich waren sogenannte Miller-Zyklus-Motoren bekannt, bei welchen das Schließen von Einlaßventilen beträchtlich nach dem unteren Totpunkt verzögert ist, um so ein effektives Kompressionsverhältnis kleiner als ein Expansionsverhältnis zu machen und dadurch die Kompressionsarbeit zu verringern und einen Pumpverlust zu verringern. In den letzten Jahren wurde die Idee vorgeschlagen, diese Verfahrensart in Motoren, welche mit Turboladern und Ladeluftkühlern ausgerüstet sind, mit dem Ziel zu nutzen, Klopfen zu kontrollieren und einen Ausgangsdrehmoment des Motors zu erhöhen. So ein Miller-Zyklus-Motor ist z.B. aus der ungeprüften japanischen Gebrauchsmusterveröffentlichung Nr. 63-51121 bekannt.
Bei dem in der oben erwähnten Veröffentlichung beschriebenen Motor, welcher doppelte obenliegende Nockenwellen aufweist und mit einem Turbolader und einem Ladeluftkühler ausgerüstet ist, der in einem Einlaßkanal vorgesehen ist, ist der Zeitpunkt, zu dem Einlaßventile schließen, um mehr als 70 nach dem unteren Totpunkt verzögert. Bei diesem Motor schafft eine Verringerung des effektiven Kompressionsverhältnisses den Effekt einer Verringerung der Temperatur am oberen Totpunkt des Kompressionstaktes, so daß das Klopfen und der Temperaturanstieg der Abgase geregelt sind und daß unter diesen geregelten Bedinungen der volumetrische Wirkungsgrad des Aufladens erhöht wird und das Ausgangsdrehmoment des Motors merklich erhöht wird.
Die Motorausgangsleistung wird auf Räder des Fahrzeugs über eine Kraftübertragungseinrichtung übertragen, welche ein Getriebe und ein Untersetzungsgetriebe aufweist, welches sowohl Bestandteile eines Antriebsstranges als auch eines Motors ist. Antriebsstränge, welche in herkömmlichen Personenwagen und dergleichen eingebaut sind, haben, selbst wenn sie Turbomotoren aufweisen, Gesamtübersetzungsverhältnisse von ungefähr 3,15 für die höchsten Gänge, das heißt bei den geringsten Übersetzungsverhältnissen von Getrieben, während sie bei einer maximalen Motorausgangsleistung die maximale Drehzahl von nicht weniger als 6.500 U/min haben. Insbesondere bei DOHC-Motoren haben die Motoren erhöhte maximale Drehzahlen, um Pferdestärken zu gewinnen, weil die DOHC-Vorrichtungen eine verbesserte Ventilhubfunktion bei hohen Drehzahlen liefern.
Die herkömmlichen Antriebsstränge dieser Art erreichen eine hohe Motorausgangsleistung. Jedoch gewähren sie eine geringe Brennstoffwirtschaftlichkeit und sie lassen Raum für eine Verbesserung hinsichtlich von Lärm, Zuverlässigkeit und dergleichen.

Zusammenfassung der Erfindung

Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Antriebsstrang mit einem Motor, der mit einem mechanischen Turbolader ausgerüstet ist, zu liefern, welcher eine Antriebsstrang-Ausgangsleistung sicherstellt und eine gute Fahrleistung aufrecht erhält, während er eine beträchtlich verbesserte Treibstoffwirtschaftlichkeit liefert durch ein erhöhtes Ausgangsdrehmoment des Motors sowie eine verringerte Motordrehzahl und durch Ladezuverlässigkeit.
Das oben genannte Ziel der vorliegenden Erfindung wird dadurch erreicht, daß ein Antriebsstrang mit einem Kraftübertragungsstrang und einem Motor bereitgestellt wird, welcher wünschenswerter Weise mit doppelten obenliegenden Nockenwellen ausgerüstet ist und welcher mit einem mechanischen Turbolader und einem in einer Einlaßleitung angeordneten Ladeluftkühler zusammenwirkt. Der Motor ist für eine maximale Ausgangsleistung so entworfen und angepaßt, daß er einen Schließzeitpunkt von Einlaßventilen aufweist, der nicht vor einem Kurbelwinkel von 65º nach einem unteren Totpunkt liegt und daß die maximale Motordrehzahl nicht mehr als 6.000 U/min beträgt. Die detaillierten Motordaten sind so festgesetzt, daß die maximale Motorausgangsleistung mit einem maximalen Ladevolumen des mechanischen Turboladers einhergeht. Weiterhin ist der Kraftübertragungsstrang so entworfen und angepaßt, daß er ein Gesamtübersetzungsverhältnis zwischen 2,1 und 2,8 für den höchsten Gang des an den Motor gekoppelten Getriebes aufweist.
Falls der mechanische Turbolader, vorzugsweise in dem Antriebsstrang dieser Erfindung, von einem inneren Kompressionstyp ist, ist der Motor so angepaßt, daß er ein geometrisches Kompressionsverhältnis oder ein mechanisches Kornpressionsverhältnis (d.h., wie durch mathematische Berechnung aus einem feststehenden Volumen bestimmt) von nicht weniger als 8,5 aufweist. Es ist wünschenswert, daß der Motor einen Hubraum von nicht mehr als ungefähr 2.500 cc aufweist und daß er zusätzlich mit einer Vielzahl von Einlaßöf fnungen an jedem Zylinder versehen ist.
Weiterhin weist ein wünschenswerter Motor des Antriebsstrangs dieser Erfindung eine Vielzahl von Einlaßöffnungen und eine Vielzahl von Auslaßöffnungen an jedem Zylinder auf, wobei die Gesamtfläche der Einlaßöffnungen größer ist als die Gesamtfläche der Auslaßöffnungen. Weiterhin ist es für den erfindungsgemäßen Antriebsstrang wirkungsvoll, ein Getriebe aufzuweisen, dessen übersetzungsverhältnis in dem höchsten Gang geringer als 1,0 ist.
Bei dem Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung wird Klopfen aufgrund einer verzögerten zeitlichen Abstimmung des Schließens der Einlaßventile und aufgrund einer Reduzierung des effektiven Kompressionsverhältnisses geregelt, während das Ausgangsdrehmoment des Motors, insbesondere effektiv bei geringen Motordrehzahlen, erhöht wird, durch ein Aufladen, welches von einem mechanischen Turbolader ausgeführt wird. Während das Ausgangsdrehmoment des Motors somit erhöht ist, ist weiterhin der Antriebsstrang so angepaßt, daß er ein Gesamtreduzierungsverhältnis, welches passend reduziert ist, und eine verringerte maximale Motordrehzahl hat, wodurch Fahrbedingungen erreicht werden, welche der Kraftstoffwirtschaftlichkeit und dergleichen förderlich sind, während eine angestrebte maximale Ausgangsleistung aufrecht erhalten wird. Mit anderen Worten verschiebt sich der Betriebsbereich des Motors, der gleichwertige Fahr- oder Reisebedingungen erzielt, verglichen mit herkömmlichen Modellen, hin zu geringeren Drehzahlen und hohem Drehmoment, wie detailliert nachfolgend in Verbindung mit bevorzugten Ausführungsformen erklärt werden wird. Dies ist im Sinne der Treibstoffwirtschaftlichkeit vorteilhaft. Weiterhin werden vorteilhafte Auswirkungen im Sinne einer Geräuschreduzierung und verbesserter Zuverlässigkeit aufgrund der Nutzung von Motoren geringerer Drehzahl erzielt.
Bei dem Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung stellt ein mechanischer Turbolader vom inneren Kompressionstyp ausreichend gesteigerten Druck zur Verfügung. Außerdem erzielen Motoren mit geometrischen Kompressionsverhältnissen von nicht weniger als 8,5 vorteilhafte Expansionsverhältnisse und ein geeignetes effektives Kompressionsverhältnis aufgrund einer Verzögerung des Schließens der Einlaßventile. Dies führt zu einer gewinnbringenderen Wirkung beim Erhöhen des Ausgangsdrehmomentes.
Wenn der Motor einen Hubraum von nicht mehr als 2.500 cc aufweist, werden Vorteile im Sinne von Treibstoffwirtschaftlichkeit erreicht, während durch ein hohes Aufladevolumen eine Motorausgangsleistung vergleichbar mit einem Motor mit einem großen Hubraum erzielt werden kann. Zusätzlich wird der Einlaßluftwiderstand bei einem hohen Aufladevolumen verglichen mit Motoren mit nur einer Einlaßöffnung pro Zylinder aufgrund der erhöhten Einlaßfläche verringert, wenn der Motor eine Mehrzahl von Einlaßventilen je Zylinder aufweist, so daß ein hohes Aufladevolumen im Sinne einer Drehmomentsteigerung vorteilhaft ist. Wenn in diesem Fall der Motor eine Mehrzahl von Auslaßöffnungen zusätzlich zu einer Vielzahl von Einlaßöffnungen je Zylinder aufweist, deren gesamte Öffnungsfläche größer ist als die der Einlaßöffnungen, wird der Einlaßluftwiderstand wirkungsvoller verringert.
Wenn außerdem der in dem Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung verwendete Motor von einem Typ mit doppelten obenliegenden Nockenwellen ist, wird die Freiheit beim Legen oder Positionieren der Einlaß- und Auslaßventile erhöht. Somit können die Einlaßöffnungen und Einlaßventile Formen und Winkel aufweisen, die vorteilhaft für eine Verringerung des Luftströmungswiderstandes an den Einlaßöffnungen sind. Dadurch wird eine vorteilhafte Wirkung im Sinne eines Verringerns des Einlaßwiderstandes bei einem hohen Aufladevolumen erreicht.
Der Antriebsstrang mit einem Getriebe, dessen höchster Gang ein Übersetzungsverhältnis von weniger als 1,0 aufweist, verhindert, daß ein Abschlußuntersetzungsverhältnis unangemessen gering wird, sogar, wenn das Getriebe, welches an den Motor gekoppelt ist, den höchsten Gang aufweist, dessen Gesamtgetriebeverhältnis zwischen 2,1 und 2,8 liegt.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Das obige und andere Ziele und Merkmale der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf bevorzugte Ausführungsform klar verstanden, wenn sie in Verbindung mit den begleitenden Zeichnungen in Betracht gezogen werden. In diesen zeigt:
Fig. 1 eine schematische Draufsicht auf eine Antriebsmaschinenanlage, welche mit einem Turbomotor gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 2 eine schematische Schnittansicht des Turbomotors;
Fig. 3 ein Steuerungsdiagramm des Öffnens und Schließens von Einlaßventilen;
Fig. 4 ein Diagramm hinsichtlich der Definition der zeitlichen Einteilung des Schließens eines Einlaßventils;
Fig. 5 ein Isoliniendiagramm gleicher PS-Zahl, in dem ein notwendiges Drehmoment gegenüber einer Motordrehzahl und ein Gesamtreduzierungsverhältnis des Kraftübertragungsstranges mit einem Getriebe im höchsten Gang dargestellt ist;
Fig. 6 ein Diagramm, das die Beziehung zwischen Treibstoffwirkungsgrad und Gesamtgetriebeverhältnis des Kraftübertragungsstranges zeigt, wobei das Getriebe im höchsten Gang ist;
Fig. 7 ein Diagramm, das die Beziehung zwischen der Zeit, die zur Beschleunigung auf 100 km/h benötigt wird und einem Gesamtgetriebeverhältnis des Übertragungsstranges zeigt, wobei das Getriebe im höchsten Gang ist;
Fig. 8 ein kombiniertes Diagramm aus den Figuren 6 und 7;
Fig. 9 ein Isoliniendiagramm gleicher Treibstoffwirtschaftlichkeit;
Fig. 10 ein Diagramm, das die notwendige Beschleunigungszeit betrifft; und
Fig. 11 ein Diagramm, das die Beziehung zwischen Lautstärke und Motordrehzahl zeigt.

Detaillierte Beschreibung der bevorzugten Ausführungsform

Detailliert wird auf die Zeichnungen und insbesondere auf die Figuren 1 und 2 Bezug genommen, die schematisch einen Motor 1 zeigen, wie einen internen Benzinverbrennungsmotor, welcher mit einem Turbolader 20 ausgerüstet ist, wobei beide wesentliche Elemente eines Antriebsstranges gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung bilden. Der Motor 1, der ein hohes geometrisches Kompressionsverhältnis oder mechanisches Kompressionsverhältnis (d.h., wie es durch mathematische Berechnung eines feststehenden Volumens bestimmt wurde) von nicht weniger als 8,5 aufweist, ist mit einer Mehrzahl von Zylindern 2 versehen. In jedem der Zylinder 2 ist eine Verbrennungskammer 4 oberhalb eines Kolbens 3, der in einer Zylinderbohrung aufgenommen ist, ausgebildet Eine Mehrzahl, in dieser Ausführungsform z.B. zwei, Einlaßöffnungen 5, öffnen sich in die Verbrennungskammer 4 hinein. Entsprechend öffnen sich zwei Auslaßöffnungen 6 in die Verbrennungskammer 4 hinein. Die Gesamtfläche der Öffnungen der Einlaßöffnungen 5 ist so entworfen und angepaßt, daß sie größer ist als die Gesamtfläche der Öffnungen der Auslaßöffnungen 6. Jede Einlaßöffnung 5 und jede Auslaßöffnung 6 wird durch ein Einlaßventil 7 bzw. ein Auslaßventil 8 in geeigneter zeitlicher Abfolge geöffnet und geschlossen.
Ein Ventilstößel, der Einlaßventile 7 und Auslaßventile 8 treibt, hat ein Paar Nockenwellen 9 und 10 für die Einlaßventile bzw die Auslaßventile, die sich oberhalb eines Zylinderkopfes (nicht gezeigt) erstrecken. Dieser Ventilstößel ist vom direkt angetriebenen Typ mit obliegender doppelter Nockenwelle, so daß die Einlaßventile und die Auslaßventile 8 direkt durch Nocken angetrieben werden, die mit den Nockenwellen 9 und 10 einstückig ausgebildet sind. Im Zentrum der Verbrennungskammer 4 ist eine Zündkerze 11 vorgesehen.
Der Motor 1 weist einen Einlaßkanal 12 auf, durch welchen Einlaßluft in den Motor 1 eingeführt wird und der einen gemeinsamen Einlaßweg 13 aufweist, welcher einen stromaufwärtigen Teil und einen Mehrfacheinlaß 14 bildet, welcher einen stromabwärtigen Teil bildet. Der Mehrfacheinlaß 14 weist für die entsprechenden Verbrennungskammern 4 getrennte, einzelne Einlaßkanäle 15 auf. Jeder dieser einzelnen Einlaßkanäle 15 teilt sich am stromabwärtigen Ende in zwei Auslaßkanäle, die mit den entsprechenden Einlaßöffnungen 5 in Verbindung stehen. Jede der Auslaßöffnungen 6 ist in Verbindung mit einzelnen Auslaßkanälen 26 eines Mehrfachauslasses 25.
Der gemeinsame Einlaßweg 13 des Einlaßkanals 12 ist in der Reihenfolge von seinem Einlaßende her mit einem Luftfilter 16, einem Luftdurchflußmesser 17 zum Ermitteln der Menge an Einlaßluft und einer Drosselklappe 18 versehen, welche mittels eines Beschleunigungspedals (nicht gezeigt) betätigt wird. Stromabwärts der Drosselklappe 18 ist ein mechanischer Turbolader 20 im Einlaßkanal 12 vorgesehen, welcher vorzugsweise vom inneren Kompressionstyp ist, und in der bevorzugten Ausführungsform von Lysholm-Typ ist.
Dieser mechanische Turbolader 20 wird von einem Antriebsmechanismus 21 angetrieben, der mit einer Motorkurbelwelle (nicht gezeigt) über z.B. einen Riemen oder dergleichen verbunden ist. Stromabwärts des Turboladers 20 ist in dem Einlaßkanal 12 ein luftgekühlter Ladeluftkühler 22 vorgesehen. Jeder Auslaßkanal von jedem einzelnen Einlaßkanal 15 weist eine Düse 24 auf, welche Treibstoff in die Verbrennungskammer 4 einspritzt. Falls notwendig kann es bevorzugt sein, in jedem Auslaßkanal jeden einzelnen Einlaßkanales 15 ein Schaltventil 24 vorzusehen, das in einem Bereich geringer Motorlast schließt.
Der Mehrventilmotor 1 mit doppelter obenliegender Nockenwelle (DOHC), der mit dem mechanischen Turbolader 20 ausgerüstet und derart aufgebaut ist, ist mit einem Kraftübertragungsstrang verbunden, um so den Antriebsstrang zu bilden. Dieser Kraftübertragungsstrang weist ein Getriebe 31 auf, welches mit dem Ausgang des Motors 1 verbunden ist, und ein abschließendes Untersetzungsgetriebe 33, wie z.B. ein Differential oder dergleichen, welches mit dem Getriebe 31 über eine Antriebswelle 32 verbunden ist. Ein Antriebsdrehmoment wird auf Räder 35 des Fahrzeugs über Achswellen 34 übertragen, welche betriebsgemäß mit dem abschließenden Untersetzungsgetriebe 33 verbunden sind. Diese Antriebsmaschinenanlage ist in einem Personenkraftwagen installiert und demgemäß haben Reifen von Rädem 35 einen effektiven Radius von ungefähr 0,27 bis 0,32 m, weil diese von einer allgemeinen Größe sind, welche in Personenkraftwagen genutzt wird.
Der Motor 1 kann von einem Typ sein, der nur eine Einlaß öffnung je Zylinder aufweist, und er kann zusätzlich mit Ventilstößeln eines anderen Types als dem mit doppelter obenliegender Nockenwelle DOHC zusammenwirken, z.B. mit einem Typ mit einer einzelnen obenliegenden Nockenwelle. Wie nachfolgend gezeigt werden wird, ist es jedoch zum Zweck der Reduzierung eines Einlaßwiderstandes beim Aufladen vorteilhaft, daß der Motor 1 eine Vielzahl von Einlaßöffnungen je Zylinder aufweist und von einem Typ mit doppelter obenliegender Nockenwelle ist.
Bei dem demgemäß aufgebauten Antriebsstrang gibt es eine spezifische Beziehung zwischen einem Schließen (IC) eines Einlaßventils, dem Gesamtreduktionsverhältnis des Kraftübertragungsstranges mit dem Getriebe 31 im höchsten Gang, d.h., bei dem geringsten Übersetzungsverhältnis, der maximalen Drehzahl für eine maximale Ausgangsleistung (oder eine maximale PS-Zahl) des Motors 1, und der maximalen volumetrischen Ausgangsleistung des mechanischen Turboladers 20, wie im folgenden beschrieben wird. Nachfolgend soll der Begriff "Gesamtreduktionsverhältnis" das Gesamtreduktionsverhältnis des Kraftübertragungsstranges mit dem Getriebe 31 im höchsten Gang bedeuten und sich darauf beziehen, d.h. beim geringsten Übersetzungsverhältnis Mit anderen Worten ist es das Untersetzungsgetriebeverhältnis, das die Kombination aus dem Getriebeübersetzungsverhältnis des Getriebes 31 im höchsten Gang und dem Reduzierungsverhältnis des abschliessenden Untersetzungsgetriebes 33 ist.
Bezug nehmend auf Figur 3, welche schematisch ein Öffnen und ein Schließen oder einen Ventilhub eines Einlaßventils zeigt, öffnet sich das Einlaßventil 7 kurz bevor der Kolben den oberen Totpunkt (TDC) beim Ansaugtakt erreicht und schließt sich nach dem unteren Totpunkt (BDC) beim Ansaugtakt. Typischerweise schließt das Einlaßventil 7 ungefähr mehr als 65º und vorzugsweise weniger als 100º nach dem unteren Totpunkt (BDC), was verglichen mit üblichen Motoren größer ist.
Der hier benutzte Begriff "Einlaßschließzeit" (IC) soll die Zeit bedeuten und sich auf diese beziehen, zu der das Einlaßventil als im wesentlichen geschlossen betrachtet werden kann, z.B. die Zeit, zu der sich das Ventil bis auf einen extrem kleinen Hub geschlossen hat, der der Höhe einer Nockensteigung oder einer Nockenbasis einer Nocke des Ventilstößels entspricht. Bei der vorliegenden Ausführungsform wird die Einlaßschließzeit (IC) bei einem Ventilhub von 0,4 mm genommen, wie in Figur 4 gezeigt ist.
Der Grund dafür, daß die Einlaßventilschließzeit (IC) auf mehr als 65º Kurbeiwinkel nach dem unteren Totpunkt (BDC) festgelegt ist, ist, angemessen Effekte zu produzieren, wie das Regeln von Klopfen und dergleichen aufgrund eines Verringerns der Temperatur am oberen Totpunkt (TDC) des Verdichtungstaktes, wie später beschrieben werden wird. Der Grund dafür, sie auf weniger als 100º Kurbelwinkel nach dem unteren Totpunkt (BDC) zu begrenzen, sind Bedenken, daß Einlaßschließzeiten, die größer als der Grenzwinkel sind, für einen Abfall der Temperatur am oberen Totpunkt (TDC) beim Verdichtungstakt bis unterhalb der Zündgrenze verursachen, was Schwierigkeiten bei der Motorzündung verursacht.
Wenn der Kraftübertragungsstrang ein Gesamtgetriebeverhältnis zwischen 2,1 und 2,8 hat und z.B. ein Viergangautornatikgetriebe mit einem Übersetzungsverhältnis von ungefähr 0,7 in einem vierten Gang wie das Getriebe 31 aufweist, wird das abschließende Untersetzungsverhältnis des abschließenden Untersetzungsgetriebes 33 zwischen ungefähr 3,0 und 4,0 festgesetzt. Zusätzlich hat der Motor 1 eine maximale Drehzahl bei der maximalen Ausgangsleistung, welche auf nicht mehr als 6.000 U/min festgesetzt ist, und der mechanische Turbolader 20 hat ein maximales Ladevolumen, so daß der Motor 1 die maximale Ausgangsleistung abgibt&sub5; Vergleicht man diese Einstellungen mit einem herkömmlichen Modell dieses Typs von Antriebssträngen, welche z.B. mit Motoren mit doppelten obenliegenden Nockenwellen (DOHC) ausgerüstet sind, welches ein totales Reduktionsverhältnis von ungefähr 3,15 und eine maximale Motordrehzahl bei der maximalen Motorausgangsleistung von ungefähr 6500 bis 7500 U/min hat, so hat der Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung ein geringeres Gesamtreduktionsverhältnis und eine geringere maximale Motordrehzahl für die maximale Motorausgangsleistung.
Bei dem Antriebsstrang gemäß der vorliegenden Erfindung wird das Klopfen geregelt, während dank der Einlaßventilschließzeit (IC) von mehr als 65º nach dem unteren Totpunkt (BDC) und der Bereitstellung sowohl eines mechanischen Turboladers 20 als auch eines Ladeluftkühlers 22 das Ausgangsdrehmoment des Motors erhöht wird. Mit anderen Worten wird Einlaßluft durch den Turbolader 20 in die Verbrennungskammer 4 getrieben, nachdem sie durch den Ladeluftkühler 22 gekühlt wurde, und das effektive Kompressionsverhältnis ist wegen der verzögerten Einlaßventilschließzeit (IC) kleiner als das Expansionsverhältnis, was einen Abfall der Temperatur am oberen Totpunkt (TDC) beim Verdichtungstakt verursacht. Insbesondere wenn das geometrische oder mechanische Kompressionsverhältnis des Motors 1 mehr als 8,5 beträgt, was mehr ist als das gebräuchlicher Motoren, welche mit Turboladern ausgerüstet sind, und welche ungefähr zwischen 7,5 und 8,5 liegen, wird der thermische Wirkungsgrad erhöht, während ein Gewinn beim Expansionsverhältnis erzielt wird. Ferner fällt das effektive Kompressionsverhältnis in geeigneter Weise aufgrund der Verzögerung der Einlaßventilschließzeit (IC) auf nicht weniger als 65º Kurbelwinkel nach dem unteren Totpunkt (BDC).
Durch diese Effekte werden das Klopfen bei einem hohen Ladevolumen und der Anstieg der Abgastemperatur geregelt, und außerdem wird ein Anstieg des Ausgangsdrehmoments des Motors aufgrund der Aufladung bereitgestellt&sub5; Außerdem wird der Ladedruck ausreichend erhöht, sogar bei relativ geringen Motordrehzahlen, wenn der Turbolader 20 von einem mechanischen Typ und insbesondere von einem internen Lysholm-Kompressionstyp ist. Zusätzlich wird eine Verringerung des Einlaßluftwiderstandes während des Aufladens bereitgestellt, wenn der Motor vom Typ mit mehrfachen Einlaßventilen ist. Weiterhin wird er verbessert, wenn der Motor von einem Typ mit doppelter obenliegender Nockenwelle ist. Das heißt, wenn der Motor 1 eine Vielzahl von Einlaßöffnungen 5 je Zylinder aufweist, ist die Gesamtfläche der Einlaßöffnungen groß, um somit für eine Verringerung des Einlaßluftwiderstandes zu sorgen. Wenn der Motor 1 eine Mehrzahl von Einlaßöffnungen 5 und ausserdem eine Mehrzahl von Auslaßöffnungen 6 an jedem Zylinder aufweist und die Gesamtfläche der Einlaßöffnungen größer ist als die der Auslaßöffnungen, wird die Verringerung des Einlaßluftwiderstandes zufriedenstellender verbessert Außerdem wird die Freiheit im Legen oder Positionieren der Einlaß- und Auslaßventile erhöht, wenn der Motor 1 von einem Typ mit doppelten obenliegenden Nockenwellen ist, um es somit zu ermöglichen, daß die Einlaßöffungen und die Einlaßventile Formen und Winkel aufweisen, die vorteilhaft für eine Verringerung des Einlaßluftwiderstandes an den Einlaßöffnungen ist. Dadurch wird ein nützlicher Effekt im Sinne einer Verringerung des Luftwiderstandes bei hohem Ladevolumen erzielt. Dies führt zu einer verbesserten Ladewirksamkeit und einem großen Anstieg des Ausgangsdrehmoments des Motors.
In diesem Fall weist der Antriebsstrang gemäß der vorliegenden Erfindung, welcher ein geeignet reduziertes Gesamtreduktionsverhältnis und eine verringerte maximale Motordrehzahl bei einer maximalen Motorausgangsleistung hat, während er ein gesteigertes Ausgangsdrehmoment bei geringen Motordrehzahlen zur Verfügung stellt, zu bevorzugende Fahrbedingungen auf, während er eine Verbesserung der Kraftstoffeffizienz oder Kraftstoffwirtschaftlichkeit, der Fahrzuverlässigkeit und der Geräuscharmut bereitstellt, was nachfolgend beschrieben werden wird.
Bezug nehmend auf Figur 5 werden für verschiedene Gesamtreduktionsverhältnisse Linien B1, B2 und B3, die ein Motorendrehmoment darstellen, das notwendig ist, um eine bestimmte PS-Zahl zu erlangen, und eine Isolinie A gleicher PS-Zahl gezeigt, welche einer benötigten maximalen PS- Zahl entspricht. Die benötigte maximale PS-Zahl basiert auf einer maximalen PS-Zahl eines herkömmlichen Antriebstranges, welcher mit einem Motor mit doppelter obenliegender Nockenwelle (DOHC) und mit einem Standard-Turbolader ausgerüstet ist. Insbesondere basiert sie auf dem Fall, in dem der Antriebsstrang einen Turbornotor mit doppelter obenliegender Nockenwelle (DOHC) aufweist, dessen Einlaßventilschließzeit (IC) nicht verzögert ist und dessen maximale Drehzahl bei der maximalen PS-Zahl auf eine Drehzahl von ungefähr 7.500 U/min erhöht ist, was vom Gesichtspunkt der Zuverlässigkeit und dergleichen mehr als eine erlaubbare Drehzahl ist, und in dem der Antriebsstrang ein Gesamtreduktionsverhältnis von ungefähr 3,15 hat. Das notwendige Drehmoment, um eine solche maximale PS-Zahl um dieses Niveau zu erreichen, ist durch Linie B1 für ein Gesamtreduktionsverhältnis von 3,15, durch Linie B2 für ein Gesamtreduktionsverhältnis von 2,8 und durch Linie B3 für ein Gesamtreduktionsverhältnis von 2,1 dargestellt. Der Bereich des notwendigen Drehmomentes ist zwischen den Linie B2 und B3 für den Bereich von Gesarntreduktionsverhältnissen (2,1 bis 2,8) des Antriebsstranges gemäß der vorliegenden Erfindung definiert. Linie B1 zeigt das für ein Gesamtreduktionsverhältnis des herkömmlichen Antriebsstranges notwendige Drehmoment.
Es ist aus Figur 5 offensichtlich, daß mit sinkendem Gesamtreduktionsverhältnis das notwendige Drehmoment zunimmt und die maximale Motordrehzahl bei einer benötigten maximalen PS-Zahl abnimmt und daß, wenn das Gesamtreduktionsverhältnis nicht größer als 2,8 ist, die maximale Motordrehzahl nicht größer als 6.000 U/min ist. Obwohl bei herkömmlichen Motoren mit Turboladern, bei welchen die Einlaßventilschließzeit (IC) nicht verzögert ist, ein Anstieg des Ausgangsdrehmoments wegen des Klopfens begrenzt ist, ist es folglich schwierig, das Ausgangsdrehmoment des Motors auf das notwendige Drehmoment zu erhöhen, weil das Gesamtreduktionsverhältnis nicht grösser als 2,8 ist. Bei dem Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung, der den Motor 1 mit dem mechanischen Turbolader 20 mit einer verzögerten Einlaßventilschließzeit (IC) aufweist, ist das Ausgangsdrehmoment des Motors jedoch ausreichend erhöht, so daß das notwendige Drehmoment sogar bei Gesamtreduktionsverhältnissen von weniger als 2,8 erreicht wird.
In diesem Fall werden die doppelten obenliegenden Nockenwellen bei herkömmlichen Modellen von Motoren hoher Drehzahl mit einer maximalen Motordrehzahl bei einer benötigten maximalen PS-Zahl von mehr als 6.500 U/min genutzt, um die Trägkeit verbundener Ventilstößel zu reduzieren. Während es im Gegensatz dazu im Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung genutzt wird, um den Einlaßluftwiderstand zu verringern, so daß der Motor die maximale Motordrehzahl bei einer benötigten maximalen PS-Zahl von weniger als 6.000 U/ min hat, obwohl der Motor des Antriebsstranges von einem Typ mit doppelter obenliegender Nockenwelle (DOHC) ist&sub5; Die PS-Zahl des Motors folgt dem Ladevolumen des Turboladers, und das maximale Ladevolumen des Turboladers 20 ist so angepaßt, um die benötigte maximale PS-Zahl des Motors 1 zu liefern.
Wenn das notwendige Drehmoment entsprechend den Gesamtreduktionsverhältnissen erzeugt wird, um so die entsprechende benötigte maximale PS-Zahl in der oben beschriebenen Art zu erzielen, ist die Beziehung zwischen Gesamtreduktionsverhältnis und Treibstoffwirkungsgrad, wie in Figur 6 gezeigt, gegeben, und die Beziehung zwischen Gesamtreduktionsverhältnis und der Zeit, die benötigt wird, um das Fahrzeug von 0 auf 100 km/h zu beschleunigen, ist, wie in Figur 7 gegezeigt, gegeben. Die Beschleunigungszeit ist ein Indikator für das Gefühl beim Fahren des Fahrzeugs, wobei ein besseres Fahrgefühl durch kürzere Zeiten angezeigt wird.
Verbesserungen in der Treibstoffwirtschaftlichkeit und der Anfahrbeschleunigungsleistung, welche durch den Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung beigebracht werden, werden nachfolgend beschrieben.
Wie in Figur 6 gezeigt ist, ist die Treibstoffwirtschaftlichkeit veränderlich. Das heißt, die Treibstoffwirtschaftlichkeit ist auf der Seite großer Gesamtreduktionsverhältnisse schlechter, verbessert sich bis zu einem gewissen Punkt, während das Gesamtreduktionsverhältnis abnimmt, und neigt dazu, sich zu verschlechtern, wenn das Gesamtreduktionsverhältnis kleiner wird. Die beste Treibstoffwirtschaftlichkeit wird bei einem Gesamtreduktionsverhältnis von ungefähr 2,1 erzielt. Der Grund hierfür wird unter Bezugnahme auf Figur 9 erklärt, welche Isolinien gleicher Treibstoffwirtschaftlichkeit im Hinblick auf die Fahrbedingungen zeigt. Wie die Isolinien gleicher Treibstoffwirtschaftlichkeit zeigen, ist die Treibstoffwirtschaftlichkeit in einem Gebiet relativ hoher Motordrehzahl und geringer Motorlast am besten. Der Motor reduziert sogar weiterhin die regelmäßig genutzten Motordrehzahlen durch eine Verringerung des Gesamtreduktionsverhältnisses und erzielt Drehzahlen des besten Treibstoffwirtschaftlichkeitsgebietes, wenn der Motor in dem herkömmlichen Antriebsstrang genutzt wird und regelmäßig mit höheren Drehzahlen außerhalb des Gebietes der Drehzahlen mit der besten oder Spitzen-Treibstoffwirtschaftlichkeit gefahren wird. Beschreibt man dies nun genauer, wie in Figur 5 gezeigt, so verschieben sich die Fahrbedingungen, die benötigt werden, eine gleichwertige Fahrleistung zu liefern (was eine Fahrleistung bei der gleichen PS-Zahl und Fahrzeugbeschleunigung bedeuten soll) in die Richtung geringerer Drehzahlen und höheren Drehmomentes verglichen mit herkömmlichen Antriebssträngen, durch den Antriebsstrang der vorliegenden Erfindung, welcher das Gesamtreduktionsverhältnis liefert, das geringer ist als das herkömmlicher Modelle, die durch die Linie B1 gekennzeichnet sind, und erzielt durch Aufladen ein Drehmoment, welches in Verbindung mit der Verringerung des Gesamtreduktionsverhältnisses größer sein muß.
Dementsprechend verschiebt sich ein Gebiet normalen Fahrens, in dem häufig gefahren wird&sub1; in die Richtung geringerer Drehzahlen und höheren Drehmomentes, und erreicht das Gebiet bester Treibstoffwirtschaftlichkeit, wie das in Figur 9 gezeigt ist. Folglich wird die Treibstoffwirtschaftlichkeit verbessert. Wenn jedoch das Gesamtgetriebeverhältnis im Übermaß klein gemacht wird, verschlechtert sich die Treibstoffwirtschaftlichkeit aufgrund des Fahrens bei geringeren Motordrehzahlen außerhalb des Bereichs der Spitzentreibstoffwirtschaftlichkeit
Zusätzlich ist, wie in Fig. 7 gezeigt ist, die Zeit, die für eine Beschleunigung benötigt wird, auf der Seite geringerer Gesarntreduktionsverhältnisse länger. Sie wird bis zu einem gewissen Punkt kürzer, wenn das Gesamtreduktionsverhältnis gesteigert wird und neigt dazu, länger zu werden, wenn das Gesamtreduktionsverhältnis weiter gesteigert wird. Sie wird bei einem Gesamtreduktionsverhältnis um 2,8 am kürzesten. Die Gründe werden durch Rückblicken auf Figur 10 offenbart, welche zeigt, wie sich die durch Beschleunigung verursachte ansteigende Fahrzeuggeschwindigkeit gemäß Änderungen im abschließenden Reduktionsverhältnis, zu dem das Gesamtreduktionsverhältnis in Beziehung steht, ändert, und zeigt schematisch Änderungen der Fahrzeuggeschwindigkeit von 0 bis 100 km/h während maximaler Beschleunigung für Abschlußreduktionsverhältnisse des gleichen abschließenden Untersetzungsgetriebes, nämlich FGR1, FGR1 und FGR3 (FGR1 º FGR2 º FGR3). Wie aus Fig. 10 offensichtlich ist, wird, da das Abschlußreduktionsverhältnis größer wird, die Zunahme der Fahrzeuggeschwindigkeit schneller, wodurch die Beschleunigungszeit kürzer wird, wenn das Abschlußreduktionsverhältnis von FGR1 zu FGR2 wechselt, wenn die Anzahl von Gangwechseln die gleiche ist. Wenn das Abschlußreduktionsverhältnis weiter zu FGR3 wechselt, nimmt die Anzahl von Gangwechseln zu, und die Beschleunigungszeit wird länger, aufgrund eines Zeitverlustes während einer gestiegenen Anzahl von Gangwechseln und aufgrund eines Rückgangs der Beschleunigungsleistung in dem höchsten Gang. Aus diesen Gründen erhöht der erfindungsgemäße Antriebsstrang die Anfahrbeschleunigungsleistung verglichen mit den herkömmlichen Modellen.
Wie aus Fig. 8 offensichtlich ist, welche die Beziehungen zwischen Treibstoffwirtschaftlichkeit und Beschleunigungszeit zeigt, die in den Figuren 6 bzw. 7 relativ zum Gesamtreduktionsverhältnis gezeigt sind, verbessert sich im Bereich des Gesamtreduktionsverhältnisses zwischen 2,1 und 2,8 bei Veränderungen des Gesamtreduktionsverhältnisses entweder das Fahrgefühl oder die Treibstoffwirtschaftlichkeit. Wenn jedoch das Gesamtreduktionsverhältnis größer als 2,8 wird oder wenn es kleiner als 2,1 wird, neigen sowohl das Fahrgeführt als auch die Treibstoffwirtschaftlichkeit dazu, sich zu verschlechtern&sub5; Demgemäß sind Gesarntreduktionsverhältnisse zwischen 2,1 und 2,8 sowohl für die Treibstoffwirtschaftlichkeit als auch die Anfahrbeschleunigungsleistung wirkungsvoll.
Bezug nehmend auf Fig. 11, die die Beziehung zwischen Motorendrehzahl und Lautstärke zeigt, wird offenbart, daß die Lautstärke mit einem Anstieg der Motorendrehzahl zunimmt. Demgemäß verringern das reduzierte Gesamtreduktionsverhältnis und die verringerte maximale Motordrehzahl bei einer maximalen PS-Zahl die normale Motorenlautstärke einhergehend mit gesteigerter Motorruhe.
Außerdem verbessern die verringerte maximale Motordrehzahl und daher die verringerte maximale Drehzahl des Turboladers die Zuverlässigkeit sowohl des Motors 1 als auch des Turboladers 20. Im Sinne der Treibstoffwirtschaftlichkeit und der Motorleistung ist es erstrebenswert, daß der Motor einen Hubraum zwischen ca. 2.000 und 2.500 cc hat. Wenn der Motor 1, der sogar dieses Hubraumniveau aufweist, aufgeladen wird, ist er verglichen mit nicht aufgeladenen Motoren, deren Hubraum um 3.000 cc liegt, leistungsstark. Nebenbei wird nachfolgend ein Beispiel der bevorzugten Daten des Antriebsstranges der vorliegenden Erfindung gezeigt.

Getriebe (Automatikgetriebe)

Übersetzungsverhältnis im ersten Gang: 2,785
Übersetzungsverhältnis im zweiten Gang: 1,545
Übersetzungsverhältnis im dritten Gang: 1,000
Übersetzungsverhältnis im vierten Gang: 0,694
Abschlußreduktionsgetriebeverhältnis: 3,805
Motorhubraum: 2.254 cc
Zylinderbohrung x Hub: 80,3 mm x 74,2 mm
maximale Motorleistung: 220 PS/5&sub5;550 Umin&supmin;¹
maximales Ausgangsdrehmoment: 30 kgf*m/3.500 Umin&supmin;¹
Zusätzlich werden nachfolgend die allgemein bekannten Gleichungen bezüglich dynamischer Merkmale gezeigt.
Achsleistung: He 5
He = ((Pe x Vn x N)/4,5 x 10 )) x e
Te x N/716,2
Pe: durchschnittlicher effektiver Druck
Vn: gesamter Motorhubraum
N : Motordrehzahl in Umin
e : Motorzykluskoeffizient (der z.B. 0,5 bei Viertaktmotoren ist)
Achsendrehmoment: Te
Te = ((Pe x Vn)/(200 x π)) x e = 716,2 x He/N
Antriebskraft: F
F = Te x ij x FGR x ηj/r
ij: Getriebegangverhältnis (j = 1, 2, 3,...)
FGR : Abschlußreduktionsverhältnis
ηj: Wirkungsgrad der Antriebskraftübertragung (j = 1, 2, 3, 056)
r : effektiver Reifenradius
Wie die obigen Gleichungen zeigen, steht die Antriebskraft F in Beziehung zu dem Achsendrehmoment Te, dem Getriebegangverhältnis i dem Abschlußreduktionsverhältnis FGR, dem Wirkungsgrad jη. der Antriebskraftübertragung und dem effektiven Reifenradius r. Um eine gewisse feststehende Antriebskraft zu erreichen, sollte das Achsendrehmoment und/oder das Gesamtreduktionsverhältnis kleiner gemacht werden, wenn der effektive Reifenradius r klein ist, und wenn er groß ist, sollten sie größer gemacht werden. Die effektiven Radien von Reifen, die bei verschiedenen Personenkraftwagen genutzt werden, befinden sich jedoch in einer Bandbreite von ungefähr 0,26 bis 0,32 m, wie in der folgenden Tabelle gezeigt ist. Solange die Daten des Antriebsstranges wie oben beschrieben definiert sind und die effektiven Reifenradien einer Bandbreite von 0,26 bis 0,32 m entnommen werden, wird die notwendige Antriebskraft erzielt, wobei sicher Fahrleistung geliefert wird. TABELLE
Wie oben beschrieben, ist der Antriebsstrang gemäß der vorliegenden Erfindung so angepaßt, daß er ein Gesamtreduktionsverhältnis im Bereich zwischen 2,1 und 2,8 aufweist, geringer als diejenigen herkömmlicher Modelle, so daß der höchste Getriebegange eine auf weniger als 6.000 U/min reduzierte maximale Motordrehzahl bei maximalem Drehmoment liefert. Hierbei wird es dem aufgeladenen Motor aufgrund einer Verzögerung des Schließens der Einlaßventile, welche größer als 65º nach dem unteren Totpunkt ist, möglich, ein gesteigertes Drehmoment abzugeben. Der demgemäß aufgebaute Antriebsstrang liefert eine gesicherte Leistung und eine verbesserte Fahrleistung einschließlich Anfahrbeschleunigung, wobei er die Treibstoffwirtschaftlichkeit in großem Maße verbessert, die Zuverlässigkeit sowohl des Motors als auch des Turboladers verbessert und weiterhin die Geräusche reduziert.
Wohingegen die vorliegende Erfindung detailliert unter Bezugnahme auf eine bevorzugte Ausführungsforrn beschrieben wurde, soll es dennoch so verstanden werden, daß verschiedene andere Ausführungsformen und Varianten, die sich im Umfang der Erfindung, wie in den beigefügten Ansprüchen definiert, befinden, dem Fachmann einfallen können. Es wird beabsichtigt, daß solche anderen Ausführungsformen und Varianten von den nachfolgenden Ansprüchen abgedeckt werden.

Claims

1. Antriebsstrang, welcher einen Motor, welcher mit einem mechanischen Turbolader und einem in einer Einlaßleitung angeordneten Ladeluftkühler ausgerüstet ist, und einen Kraftübertragungsstrang aufweist, welcher ein mit dem Motor funktionsmäßig verbundenes Getriebe aufweist,

wobei der Motor eine Einlaßventil-Schließzeit aufweist, welche mehr als 65 eines Kurbelwinkels nach dem unteren Totpunkt eines Einlaßtakts verzögert ist,

dadurch gekennzeichnet

daß der Motor eine maximale Ausgangsleistung gemäß eines maximalen Turboladevolumens des mechanischen Turboladers liefert,

daß der Motor eine maximale Drehzahl bei maximaler Ausgangsleistung von weniger als 6000 U/m aufweist, und

daß der Kraftübertragungsstrang ein Gesamtreduktionsverhältnis zwischen 2,1 und 2,8 für den höchsten Gang des Getriebes aufweist.

2. Antriebsstrang nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß der mechanische Turbolader vom inneren Kompressionstyp ist, und

daß der Motor ein geometrisches Kornpressionsverhältnis größer als 8,5 aufweist.

3. Antriebsstrang nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor einen Motorhubraum von weniger als etwa 2500 ccm aufweist.

4. Antriebsstrang nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet daß am Motor an jedem Zylinder eine Mehrzahl von Einlaßöffnungen vorgesehen ist.

5. Antriebsstrang nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet daß am Motor an jedem Zylinder ferner eine Mehrzahl von Auslaßöffnungen vorgesehen ist, wobei die gesamte Öffnungsfläche der Einlaßöffnungen größer ist als die der Auslaßöffnungen

6. Antriebsstrang nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet daß der Motor vom Typ eines Doppelnockenwellenmotors ist.

7. Antriebsstrang nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet daß das Getriebe ein Getriebereduzierungsverhältnis von weniger als 1,0 für den höchsten Gang aufweist.

8. Antriebsstrang nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet daß das Getriebe vier Vorwärtsgänge aufweist, und daß die entsprechenden Getriebereduktionsverhältnisse ein proportionales Verhältnis von 4:2:1,4:1 aufweisen.