DE9316389U1

DE9316389U1 - Internal combustion engine with variable compression ratio

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Publication number: DE9316389U1
Application number: DE9316389U
Authority: DE
Original assignee: FEV Motorentechnik GmbH and Co KG
Current assignee: FEV Europe GmbH
Priority date: 1993-10-27
Filing date: 1993-10-27
Publication date: 1995-03-09
Anticipated expiration: 2003-10-28

Description

Bezeichnung: Verbrennungskraftmaschine mit variablemDesignation: Internal combustion engine with variable

VerdichtungsverhältnisCompression ratio

Beschreibung:Description:

Die Erfindung betrifft eine Verbrennungskraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder und einem darin verschieblichen Kolben, der über ein Pleuel mit einer Kurbelwelle verbunden ist.The invention relates to an internal combustion engine with at least one cylinder and a piston which can be moved therein and which is connected to a crankshaft via a connecting rod.

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 Anlenkungspunkt 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-While in normal reciprocating piston engines the position of the piston in the cylinder is determined exclusively by the position of the crank, attempts have been made in the past to create a possibility of change for a wide variety of operating purposes by dividing the connecting rod into two connecting rod parts which are connected to one another via a central joint, and in which a control arm is also hinged to the connecting rod, the other end of which is attached to the machine housing via a pivot point which can be moved. Such designs are known, for example, from DE-A-29 35 073, DE-A-29 35 977, DE-A-30 30 615, DE-A-37 15 391. In these designs the control arm is directly coupled to the central joint, so that considerable design and operational advantages can be achieved here.

sehe Probleme ergeben. Das Mittelgelenk baut sehr breitproblems arise. The middle joint is very wide

und erreicht dabei ein hohes Gewicht, das bei den gegebenen Raumverhältnissen nicht mehr durch Gegengewichte an der Kurbelwelle ausgeglichen werden kann.
5and thereby reaches a high weight that, given the space available, can no longer be compensated for by counterweights on the crankshaft.
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Aus DE-C-612 405 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.From DE-C-612 405 it is known to link the control arm coaxially to the central joint on the connecting rod and to provide this linkage on the lower connecting rod part. It is also known to dispense with a common central joint for the upper and lower connecting rod parts and to connect the upper and lower connecting rod parts to the control arm via a separate joint, as is the case, for example, in
DE-A-24 57 208 and DE-A-27 34 715. In addition to the kinematic problems of this design, there is also a high construction cost, whereby, in particular, if the central joint between the upper and lower connecting rod parts is omitted, very unfavorable load cases arise for the components of the piston drive formed thereby, in particular for the control arm.

Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, die konstruktiven und'betriebstechnsichen Nachteile der vorbekannten Bauformen zu vermeiden.The invention is based on the object of avoiding the structural and operational disadvantages of the previously known designs.

Diese Aufgabe wird für eine VerbrennungskraftmaschineThis task is performed for an internal combustion engine

mit wenigstens einem Zylinder und einem darin axial verschieblichen Kolben, der über ein Pleuel mit einer Kurbelwelle verbunden ist, das zweiteilig ausgebildet ist und mit seinem oberen Pleuelteil am Kolben angelenkt ist und mit seinem unteren Pleuelteil an der Kurbel der Kurbelwelle 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 Mittelgelenkes mit seitlichem Abstand zur Längsachse am oberen Pleuelteil angeordnet ist und mit seinem anderen Ende
an einem Anlenkungspunkt am Maschinengehäuse befestigtwith at least one cylinder and a piston which is axially displaceable therein and which is connected to a crankshaft via a connecting rod which is designed in two parts and is articulated with its upper connecting rod part to the piston and with its lower connecting rod part to the crank of the crankshaft, according to the invention in that the upper connecting rod part and the lower connecting rod part are connected to one another via a central joint and that, furthermore, a control arm is articulated with one end to the upper connecting rod part via an additional joint which is arranged in the region of the central joint at a lateral distance from the longitudinal axis on the upper connecting rod part and with its other end
attached to a pivot point on the machine housing

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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 seitliches 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 Anordnung eines Zusatzgelenkes am oberen Pleuelteil eine 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 Mittelgelenkes durch die Gegengewichte im Bereich der unteren Totpunktstellung der Kurbel möglich ist. Dies ist beispielsweise für langhubige Motore vorteilhaft. Durch die 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 am unteren Pleuelteil definiert.which is arranged so that its distance from the cylinder axis can be changed. The fact that the link arm is connected to the connecting rod not via the middle joint but via an additional lateral joint on the upper connecting rod section results in much better kinematics for the piston drive. In addition, the component load can be significantly reduced, not least because the arrangement of an additional joint on the upper connecting rod section enables a narrower and therefore lighter design. Due to the favorable kinematics, it is possible to compensate for the higher connecting rod mass compared to a normal crank drive by counterweights on the crankshaft, whereby the narrow design allows the additional joint and also the middle joint to "dive through" the counterweights in the area of the bottom dead center position of the crank. This is advantageous for long-stroke engines, for example. By separating the linkage of the control arm from the central joint, a very rigid component connection is achieved despite the narrow design and a reduction in the number of friction partners, which is tribologically more favorable. The longitudinal axis is defined by the connecting line between the linkage on the piston and the lower connecting rod part.

In bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß am oberen Pleuelteil der Abstand zwischen dem Mittelgelenk und der Anlenkung am Kolben höchsten gleich, vorzugsweise 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 a preferred embodiment of the invention, the distance between the middle joint and the linkage on the piston on the upper connecting rod part is at most equal to, and preferably smaller than, the distance between the additional joint and the linkage on the piston. This also results in a number of structural, kinetic and kinematic advantages, such as a reduction in the piston height and thus a reduction in the piston mass, lower component accelerations and smaller inertial forces.

In Ausgestaltung der Erfindung ist ferner vorgesehen, daß der durch Kolben, Pleuel und Kurbel gebildete Kurbeltrieb geschränkt ausgebildet ist, so daß die Zylinderachse die Achse der Kurbel nicht schneidet. Besonders zweckmäßigIn an embodiment of the invention, it is further provided that the crank mechanism formed by the piston, connecting rod and crank is designed to be offset so that the cylinder axis does not intersect the axis of the crank. Particularly expedient

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 Anlenkung 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.However, it is when the crank mechanism is offset in such a way that, in relation to the rotation axis of the crank, the cylinder axis runs on one side and the axis of the linkage of the control arm on the machine housing runs on the other side (negative offset). This results in smaller normal forces on the piston, so that the piston can also be made smaller in height. This results in particularly favorable kinematic conditions for the crank mechanism.

Besonders zweckmäßig ist es hierbei, wenn der obere Pleuelteil 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.It is particularly useful if the upper connecting rod part and/or the lower connecting rod part and/or the link arm in a offset design are dimensioned such that the axis of the additional joint does not intersect the cylinder axis during a complete crank rotation.

In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Mittelgelenk in der Weise ausgebildet ist, daß der Gelenkbereich des einen Pleuelteils den Gelenkbereich des anderen Pleuelteils gabelförmig umfaßt. Die Anordnung ist zweckmäßigerweise so getroffen, daß der Gelenkbereich des oberen Pleuelteils den Gelenkbereich des unteren Pleuelteils gabelförmig umfaßt. Hierdurch ergibt sich eine sehr steife gleichwohl schmalbauende Gelenkanordnung.In a further advantageous embodiment of the invention, it is provided that the middle joint is designed in such a way that the joint area of one connecting rod part encloses the joint area of the other connecting rod part in a fork shape. The arrangement is expediently made such that the joint area of the upper connecting rod part encloses the joint area of the lower connecting rod part in a fork shape. This results in a very rigid yet narrow joint arrangement.

In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist ferner vorgesehen, daß auch das Zusatzgelenk in der Weise ausgebildet ist, daß der Gelenkbereich des einen Gliedes, vorzugsweise der oberen Pleuelstange, den Gelenkbereich des anderen Gliedes, vorzugsweise den Lenkerarm, gabelförmig umfaßt.In a suitable embodiment of the invention, it is further provided that the additional joint is also designed in such a way that the joint area of one link, preferably the upper connecting rod, encloses the joint area of the other link, preferably the handlebar arm, in a fork-like manner.

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 desIn an embodiment of the invention, it is further provided that the articulation point of the control arm on the machine housing is connected to a controllable adjustment device for changing its distance from the cylinder axis. This arrangement makes it possible to

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Betriebes die Totpunktlagen des Kolbens zu verändern und damit das Verdichtungsverhältnis zu erhöhen oder zu vermindern, je nach dem, ob der Anlenkungspunkt in Richtung auf die Zylinderachse bewegt wird (Verminderung des Verdichtungsverhältnisses) oder der Anlenkungspunkt von der Zylinderachse wegbewegt wird (Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses) . 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 aufrechtzuerhalten. Operation allows the dead center positions of the piston to be changed and thus the compression ratio to be increased or decreased, depending on whether the articulation point is moved towards the cylinder axis (reduction of the compression ratio) or the articulation point is moved away from the cylinder axis (increase of the compression ratio). This makes it possible, for example, to reduce the compression ratio of a gasoline engine under full load in order to avoid knocking, but to operate with a higher compression ratio under partial load in order to maintain good efficiency.

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 Position gehalten wird, das mit Stelimitteln in Verbindung steht, wobei eine Verschiebung nach Betätigung der Stellmittel unter dem Einfluß der Kräfte des Kurbeltriebs ermöglicht 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 Verschiebung des Anlenkungspunktes um ein vorgebbares Maß unter dem Einfluß der Massenkräfte ermöglicht.In an advantageous embodiment of the invention, it is provided that the articulation point of the control arm is mounted on the machine housing so that it can be moved essentially transversely to the cylinder axis, and a length-adjustable support member is provided as the adjustment device, by means of which the articulation point is held in a predeterminable position, which is connected to adjusting means, whereby a displacement is made possible after actuation of the adjusting means under the influence of the forces of the crank drive. This arrangement has the advantage that no additional actuating forces have to be applied to move the articulation point during the adjustment intervention, but that only the actuating means of the controllable adjustment device has to be controlled, which then enables a displacement of the articulation point by a predeterminable amount under the influence of the mass forces.

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 einenIn a particularly expedient embodiment of the invention, it is provided that the support member is formed by a double-acting piston-cylinder arrangement which is pressurized with a liquid pressure medium, whereby both cylinder ends are connected to one another via a bypass line in which a controllable valve is arranged as an actuating means. Depending on the release via the controllable valve, the support member can then be moved in the direction of one

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.or towards the other end of the cylinder under the influence of the forces of the crank mechanism. In the same way, it is also possible to move the support member back and forth using oil pressure as an auxiliary force instead of applying force through the inertia forces.

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 übersetzungs*- Verhältnisse, um eine sehr feinfühlige und sehr präzise Querbewegung des Anlenkungspunktes zu erzeugen. Bei entsprechender Ausgestaltung des Übertragungselementes ist es ebenfalls möglich, eine Axialbewegung, wie sie eine Kolben-Zylinderanordnung ermöglicht, in eine Drehbewegung umzusetzen. Dies ist beispielsweise dann möglich, wenn die Kurbelwelle mit einer verhältnismäßig steilen schraubenlinienförmigen Außenverzahnung versehen ist, die in einer entsprechenden Innenverzahnung eines wechselseitig beaufschlagbaren 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 Anlenkpunktes erzielbar sind. Auch hier kann die Verschiebung entweder aktiv über das den Kolben beaufschlagende Druckmittel erfolgen oder durch die Kräfte, die über die Kurbel eingeleitet werden. Im letzteren Fall ist es jedoch erforderlich, daß die Steigung der Verzahnung so bemessen ist, daß keine Selbsthemmung erfolgt.
35In a further advantageous embodiment, a crank is provided, the crank pin of which forms the articulation point of the control arm and the crankshaft of which is connected to the support member via a transmission element. This arrangement makes it possible to generate the necessary movement of the articulation point of the control arm, which runs transversely to the cylinder axis, via a rotary movement. A further advantage here is the possibility of appropriate transmission ratios in order to generate a very sensitive and very precise transverse movement of the articulation point. With an appropriate design of the transmission element, it is also possible to convert an axial movement, such as that made possible by a piston-cylinder arrangement, into a rotary movement. This is possible, for example, if the crankshaft is provided with a relatively steep helical external toothing which is guided in a corresponding internal toothing of a piston which can be acted upon in alternating directions. The size of the pitch determines the relationship between the piston's sliding travel on the one hand and the rotational movement of the crank on the other, so that very small rotations of the crank and thus very small transverse displacements of the articulation point can be achieved over long piston strokes. Here too, the displacement can either be carried out actively via the pressure medium acting on the piston or by the forces introduced via the crank. In the latter case, however, it is necessary that the pitch of the gearing is dimensioned such that no self-locking occurs.
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Die Erfindung wird anhand sehematischer Zeichnungen von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen:The invention is explained in more detail using schematic drawings of embodiments. They show:

Fig. 1 einen vertikalen Querschnitt durch einenFig. 1 a vertical cross section through a

Zylinder eines Hubkolbenmotors,Cylinder of a reciprocating piston engine,

Fig. 2 einen Schnitt gem. der Linie II-II inFig. 2 a section along the line II-II in

. Fig. 1,. Fig. 1,

Fig. 3 ein Ausführungsbeispiel für einen VerstellFig. 3 an embodiment of an adjustment

mechanismus ,mechanism ,

Fig. 4 ein Blockschaltbild für die AnsteuerungFig. 4 a block diagram for the control

des Verstellmechanismus gem. Fig. 3,of the adjustment mechanism as per Fig. 3,

Fig. 5 eine weitere AnsteuerungsmöglichkeitFig. 5 another control option

für den Verstellmechanismus,for the adjustment mechanism,

Fig. 6 den Verlauf des resultierenden MomentesFig. 6 the course of the resulting moment

eines Vierzalindermotors in Abhängigkeit vom Kurbelwinkel und in Relation zum Gasdruck des 1. Zylinders,of a four-cylinder engine depending on the crank angle and in relation to the gas pressure of the 1st cylinder,

&ldquor;₀ Fig. 7.1 - 7.4 die Kinematik des Kurbeltriebes in unterschiedlichen Kurbelstellungen.&ldquor; ₀ Fig. 7.1 - 7.4 the kinematics of the crank drive in different crank positions.

Durch Anpassen des Verdichtungsverhältnisses an den jeweiligen Lastzustand kann der Wirkungsgrad beim Hubkolben-₂c Verbrennungsmotor, insbesondere beim Ottomotor, entscheidend verbessert werden. Nimmt man den Gleichraumprozeß als Kreisprozeßmodell für den Ottomotor, so ergibt sich für den thermischen WirkungsgradBy adapting the compression ratio to the respective load condition, the efficiency of the reciprocating piston ₂ c internal combustion engine, especially the Otto engine, can be significantly improved. If the constant-volume process is taken as a cycle model for the Otto engine, the thermal efficiency is

7?_{th v} = 1 -7? _{th v} = 1 -

S-S-

y thermischer Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses je Isentropenexponent
£_ ^=vf/^{v +} ^l Verdichtungsverhältnis y thermal efficiency of the constant space process per isentropic exponent
£_ ^=v f/ ^{v +} ^l compression ratio

V- Zylinderhubvolumen
V KompressionsvolumenV-cylinder displacement
V compression volume

Wie man aus der Definition des thermischen Wirkungsgrads erkennen kann, nimmt der Wirkungsgrad mit steigendem Verdichtungsverhältnis zu.As can be seen from the definition of thermal efficiency, the efficiency increases with increasing compression ratio.

Wegen der Klopfneigung des Ottomotors bei Vollast muß das Verdichtungsverhältnis jedoch für den Vollastbetrieb begrenzt werden. Ein derart begrenztes, auf den Vollastbetrieb abgestimmtes Verdichtungsverhältnis ist jedoch in der Regel für die Erzielung guter Wirkungsgrade im Teillastbetrieb 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 vornehmbare, lastabhängige Anpassung des Verdichtungsverhältnisses kann dieser Zielkonflikt beim Ottomotor vermieden werden.Because of the tendency of the Otto engine to knock at full load, the compression ratio must be limited for full load operation. However, a compression ratio that is limited in this way and tailored to full load operation is generally too low to achieve good efficiency in partial load operation. The supercharging of Otto engines, which can be used to increase the power density, exacerbates this conflict of objectives. On the one hand, because of the supercharging required for the desired increased power density, the compression ratio must be reduced compared to the naturally aspirated Otto engine in order to avoid knocking combustion. On the other hand, at partial load, the discrepancy between the actual compression ratio and the high compression ratio required for good efficiency becomes correspondingly larger. This conflict of objectives can be avoided in the Otto engine by adjusting the compression ratio during operation in accordance with the load.

Bei hoch aufgeladenen Dieselmotoren steht man vor der 5 Problematik, daß die prinzipiell hohen Verdichtungsverhältnisse wegen der Spitzendruckbegrenzung gegenüber dem nicht aufgeladenen Dieselmotors verringert werden müssen. Will man durch Erhöhung der Aufladung eine Leistungssteigerung des Dieselmotors erreichen, muß das Verdichtungsverhältnis um so deutlicher reduziert werden. Dies kann jedoch nur soweit gehen, daß das für sicheres Starten des Dieselmotors erforderliche Verdichtungsverhältnis gewährleistet bleibt. Auch hier ist also ein veränderbares Verdichtungsverhältnis geboten.
35With highly supercharged diesel engines, one is faced with the problem that the basically high compression ratios have to be reduced compared to the non-supercharged diesel engine due to the peak pressure limitation. If one wants to increase the performance of the diesel engine by increasing the supercharging, the compression ratio has to be reduced even more significantly. However, this can only go so far that the compression ratio required for the safe starting of the diesel engine is guaranteed. Here, too, a variable compression ratio is therefore required.
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Zusammenfassend läßt sich sagen, daß das variable Verdichtungsverhältnis sowohl für den frei saugenden als auch für den aufgeladenen Verbrennungsmotor im Hinblick aufIn summary, it can be said that the variable compression ratio for both the naturally aspirated and the turbocharged combustion engine with regard to

eine Wirkungsgradsteigerung gegenüber dem konventionellen Motor von großer Bedeutung ist.an increase in efficiency compared to the conventional engine is of great importance.

Nachstehend wird nun anhand eines Ausführungsbeispiels eine Konzeption für einen Hubkolbenmotor dargestellt und beschrieben, der eine kennfeidgesteuerte Einstellung des Verdichtungsverhältnisses bei nahezu konstantem Hubraum ermöglicht.In the following, a concept for a reciprocating piston engine is presented and described using an example, which enables a characteristic-field-controlled adjustment of the compression ratio at an almost constant displacement.

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 Pleuelteil 10 sind über ein Mittelgelenk 9 miteinander verbunden.As shown in Fig. 1, the internal combustion piston engine has a cylinder 1 in which a piston 2 can move up and down. The connecting rod is divided into an upper connecting rod part 5 and a lower connecting rod part 10, whereby the upper connecting rod part 5 is connected to the piston 2 in the usual way via a piston pin 6. The lower connecting rod part 10 is connected to the crank pin 11 of the crank 4 on the crankshaft 3. The upper connecting rod part 5 and the lower connecting rod part 10 are connected to one another via a central joint 9.

Der obere Pleuelteil 5 weist ferner im Bereich des Mittelgelenkes 9 ein Zusatzgelenk 8 auf, an dem ein Lenkerarm 7 angelenkt ist, der mit seinem anderen Ende an einem Anlenkpunkt 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 Anlenkungspunkt 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.The upper connecting rod part 5 also has an additional joint 8 in the area of the central joint 9, to which a control arm 7 is articulated, which is articulated at its other end to a pivot point 13 in the form of an eccentric 12. The eccentric 12 and thus the pivot point 13 are connected to an eccentric shaft 14, so that the pivot point 13 can move between position A and position B essentially transversely to the cylinder axis 17 when the eccentric shaft 14 is rotated about the axis 15 fixed to the housing on the circular path 16 indicated by dots, which lies in the plane of rotation of the crank 4.

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 dargestellten variablen Kurbeltriebs eine Erhöhung oder eine Verringerung des Verdichtungsverhältnisses. Eine Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses bei nahezu konstantemDue to the indicated adjustment of the eccentric and thus a shift of the housing-fixed articulation point 13 between position A and position B, an increase or a reduction in the compression ratio results due to the overall kinematic relationship of the variable crank drive shown. A reduction in the compression ratio with almost constant

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.Volume is achieved when the piston 2 in the top dead center position assumes a correspondingly lower vertical height, measured from the crankshaft axis 3, than is the case with the maximum possible compression ratio. The bottom dead center shifts downwards by almost the same amount.

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 Verringerung der Kolbenmasse und damit zu einer Senkung eier 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. The concept shown in Fig. 1 shows another special design feature. The crank mechanism shown has a so-called negative offset, i.e. the cylinder axis 17 is on the left in the drawing and the additional joint 9 of the control arm 7 is on the right of the vertical center plane defined by the crankshaft axis 3. This arrangement causes significantly lower normal forces on the piston, which has a positive effect on wear and friction. Due to the lower surface pressure between piston 2 and cylinder 1, the friction surface of the piston skirt can be reduced, which in turn leads to a reduction in the piston mass and thus to a reduction in the mass forces of the crank mechanism. The engine block can be made more compact with a negative offset, since the distance perpendicular to the cylinder axis 17 between the articulation point 13 and the crankshaft center 3 is reduced.

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 hilfreich 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.It is also possible to provide a recess 0 in the cylinder liner in order to ensure free movement of the crank mechanism with a correspondingly compact design. This recess 0 results in greater play in the design of the control arm 7, which is very helpful with regard to the mechanical load on the control arm 7. The recess 0 is just wide enough so that the shaft of the control arm can enter without collision. The oil scraper ring of the piston 2 does not pass over this recess.

In Fig. 2 ist ein Querschnitt durch das untere Ende des oberen Pleuelteils 5 dargestellt. Die SchnittdarstellungFig. 2 shows a cross section through the lower end of the upper connecting rod part 5. The sectional view

läßt erkennen, daß das untere Ende des oberen Pleuelteils 5 gabelförmig ausgebildet ist und zwar sowohl für das Mittelgelenk 9 als auch für das Zusatzgelenk 8, so daß der untere Pleuelteil 10 einerseits und der Lenkerarm 7 andererseits entsprechend umfaßt werden. Eine derartige Anordnung ist sehr schmaJLbauend und darüber hinaus sehr biegesteif. Aufgrund der schmalen Bauweise kann, wie aus Fig. 1 leicht zu erkennen ist und wie anhand der schematischen 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 Zylinder möglich ist.
15shows that the lower end of the upper connecting rod part 5 is fork-shaped, both for the middle joint 9 and for the additional joint 8, so that the lower connecting rod part 10 on the one hand and the control arm 7 on the other are enclosed accordingly. Such an arrangement is very narrow and also very rigid. Due to the narrow design, as can easily be seen from Fig. 1 and as can also be seen from the schematic representation of the kinematics in Fig. 7, the joint arrangement of the upper connecting rod part 5 as well as the part of the control arm 7 connected to it can "sink through" between the counterweights 3.1 indicated in Fig. 1, so that mass balancing is possible for each cylinder.
15

In Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel eines als Verstelleinrichtung C ausgebildeten Stützgliedes für den gehäuseseitigen 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 rohrartige Verlängerung 23 aufweist, die mit einer Außenschrägverzahnung 2 4 und einer Innenschrägverzahnung 25 versehen ist. Die Außenverzahnung 24 ist im Eingriff mit einerIn Fig. 3, an embodiment of a support member designed as an adjustment device C for the housing-side articulation point 13 of the control arm 7 is shown. This consists essentially of a hydraulic cylinder 18 and a piston 19 which can be moved axially therein and which has a tubular extension 23 on its side facing the eccentric shaft 14, which is provided with an external helical toothing 24 and an internal helical toothing 25. The external toothing 24 is in engagement with a

25' motorgehäusefesten Innenschrägverzahnung 26. Die Innenverzahnung 25 der Kolbenverlängerung 23 ist im Eingriff mit der Außenschrägverzahnung 27 der Exzenterwelle 14. Die beiden Druckölkaminern 20 und 21 im Zylinder 18 werden durch den Kolben 19 gegeneinander abgedichtet und über die Druckölleitungen 2 8 und 2 9 mit Drucköl beaufschlagt.25' internal helical gearing 26 fixed to the engine housing. The internal gearing 25 of the piston extension 23 is in engagement with the external helical gearing 27 of the eccentric shaft 14. The two pressure oil chambers 20 and 21 in the cylinder 18 are sealed against each other by the piston 19 and are supplied with pressure oil via the pressure oil lines 2 8 and 2 9.

Eine axiale Verschiebung des Hydraulikkolbens, deren Richtung sich je nach Druckgefälle zwischen den beiden Druckölkammern 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.An axial displacement of the hydraulic piston, the direction of which is adjusted depending on the pressure gradient between the two pressure oil chambers 20 and 21, leads to a rotation of the eccentric shaft 14, which in turn leads to a movement of the articulation point 13 on its circular path 16 between the points A and B.

Bei Reihenitiehrzylindermotoren 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 entsprechende Exzenter oder Kurbeln angeordnet sind.In in-line multi-cylinder engines, the eccentric shaft 14 is actuated by only one such adjustment mechanism, which is attached to one end of the eccentric shaft 14, on which corresponding eccentrics or cranks are then arranged according to the number of cylinders.

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 Proprotionalventile 3O₇ 31 verwendet, die die Druck-Ölleitungen 28 und 29 verschließen bzw. bei einer gewünschten Verschiebung des Hydraulikkolbens 19 je nach erforderlicher Verschiebungsrichtung öffnen können. Ein Rückschlagventil 33 verhindert, daß sich durch auftretende Rückstellmomente auf die Exzenterwelle 14 eine Verschiebung des Hydraulikkolbens entgegen der gewünschten Verschiebungsrichtung ergibt. Mit einem Rückschlagventil 34 wird die Durchströmungsrichtung der beiden Proportionalventile 30 und 31 festgelegt.Continuous rotation of the eccentric shaft 14 is achieved by the fact that the hydraulic piston can be held in any intermediate position by a pressure equalization between the pressure oil chambers 20 and 21. For this purpose, proportional valves _{30 7} 31 are used, which close the pressure oil lines 28 and 29 or can open them when the hydraulic piston 19 is moved in the desired direction, depending on the required direction of displacement. A check valve 33 prevents the hydraulic piston from being moved in the opposite direction to the desired direction of displacement due to restoring moments on the eccentric shaft 14. The flow direction of the two proportional valves 30 and 31 is determined by a check valve 34.

Der Ölkreislauf des Verstellmechanismus kann in den Motorenölkreislauf integriert werden. Die erforderliche ölpumpe 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.The oil circuit of the adjustment mechanism can be integrated into the engine oil circuit. The required oil pump would then be identical to the engine oil pump. The oil reservoir 35 would correspond to the engine oil pan. Alternatively, the oil circuit shown in Fig. 3 can also be designed as an independent pressure oil circuit.

Die Verschiebung des Hydraulikkolbens 19 wird über eine in Fig. 4 als Blockschaltbild dargestellte Regelstrecke gesteuert, wobei die Kennfeldgrößen "Last", erfaßt durch die Drosselklappenstellung &ggr; und "Drehzahl n" Eingangsgrößen für die Regelstrecke darstellen, die zu einem Sollwert {Führungsgröße) der Position des Anlenkungspunktes i3 _mit Hilfe eines Meßwertaufnehmers M weiterverarbeitet werden.The displacement of the hydraulic piston 19 is controlled via a control system shown in Fig. 4 as a block diagram, wherein the characteristic field variables "load", recorded by the throttle valve position γ, and "speed n" represent input variables for the control system, which are further processed to a setpoint value (reference variable) of the position of the articulation point i3 _with the aid of a measuring sensor M.

Die Kräfte des Kurbeltriebs, die für die Regelstrecke .The forces of the crank drive, which are responsible for the controlled system.

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 Anlenkungspunkt 13 in die in Fig. 1 dargestellte Position A zu verfahren, 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 Kurbeltriebs das Verdichtungsverhältnis schneller hin zu kleineren Werten verstellt werden kann, um motorschädigende Spitzendrücke bzw. ein Klopfen zu vermeiden.represent a disturbance variable in the form of a moment (cf. Fig. 6) act on the adjustment mechanism and lead to a control deviation x _w , which in turn is taken into account by the controller when determining the manipulated variable y, as can be seen from the block diagram in Fig. 4. Since the resulting moment rotates clockwise about the eccentric shaft axis 15 due to the internal forces of the crank drive and the gas force acting on the piston 2, the adjustment mechanism has a tendency to move the articulation point 13 to position A shown in Fig. 1, which corresponds to the lowest possible compression. This represents a special protective function for the engine in the event of a sudden load change from partial load to full load, since with the help of the resulting moment of the crank drive the compression ratio can be adjusted more quickly to smaller values in order to avoid peak pressures that can damage the engine or knocking.

Das Verdichtungsverhältnis kann somit zwischen einer geringen Verdichtung bei Vollast bis zu einer maximalen Verdichtung bei extremer Teillast eingestellt werden. Dabei wird der Anlenkungspunkt 13 wie folgt bewegt:The compression ratio can therefore be adjusted between a low compression at full load and a maximum compression at extreme partial load. The articulation point 13 is moved as follows:

Dieser befindet sich, wie in Fig. 1 dargestellt, bei Volllast in der Position A. Wird nun die Last zurückgenommen, kann das Verdichtungsverhältnis erhöht werden. Dies geschieht 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 Verbrennungsmotor wird dann mit dem höchsten Verdichtungsverhältnis betrieben.As shown in Fig. 1, this is in position A at full load. If the load is now reduced, the compression ratio can be increased. This is done by turning the eccentric shaft 14 so that the articulation point 13 moves from position A on the circular path 16 towards position B. At extreme partial load or at very low speeds in supercharged combustion engines, the articulation point 13 is then in position B, i.e. the combustion engine is then operated with the highest compression ratio.

Während anhand von Fig. 3 ein Verstellmechanismus C dargestellt und beschrieben wurde, der kraftbetätigt ist, zeigt Fig. 5 eine Anordnung, die eine selbsttätige Verstellung, d. h. eine Verstellung ohne zusätzliche Stellkräfte ermöglicht. 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 Hydraulikkolben 19 bewegt sich bei entsprechenden Schrägverzahnungspaarungen 24/26 und 25/27 in der Stellung III 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 Hydraulikkolben 19 nicht in die Gegenrichtung verschieben, da das Rückschlagventil 32 eine dafür notwendige Durchströmungsrichtung 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 Verdichtungsverhältnis entsprechend schnell von einem hohen Verdichtungsverhältnis zu einem niedrigen Verdichtungsverhältnis hin verändert werden kann. So können Klopfschaden beim Ottomotor und eine spitzendruckbedingte Überlastung der Bauteile beim Dieselmotor vermieden werden.While an adjustment mechanism C that is power-operated was shown and described in Fig. 3, Fig. 5 shows an arrangement that enables automatic adjustment, i.e. adjustment without additional actuating forces. The moment resulting from the inertia forces of the crank mechanism and the gas force on the piston 2 (see Fig. 6) on the eccentric shaft 14 represents the force potential for the displacement of the articulation point 13. When the eccentric shaft 14 is rotated, the hydraulic piston 19 is axially displaced, depending on the direction of rotation, into the lowest possible compression corresponding to position A or into the highest possible compression corresponding to position B. The negative parts of the moment on the eccentric shaft 14 (as can be seen in Fig. 6) cause the eccentric shaft 14 to rotate in a positive clockwise direction when looking in the direction of the positive X-axis (see Fig. 6). the coordinates in Fig. 5). The hydraulic piston 19 moves in the negative X direction with corresponding helical gear pairs 24/26 and 25/27 in position III of the proportional valve 30, i.e. in the direction of the lowest compression corresponding to position A. The positive parts of the torque cannot move the hydraulic piston 19 in the opposite direction in this position of the proportional valve 30, since the check valve 32 prevents the necessary flow direction of the proportional valve 30. It proves to be particularly advantageous that the negative parts of the torque on the eccentric shaft 14 are greater than the positive parts, since this means that in the event of a sudden load change from partial load to full load, the compression ratio can be changed correspondingly quickly from a high compression ratio to a low compression ratio. This can prevent knock damage in gasoline engines and overloading of components in diesel engines due to peak pressure.

Soll der Anlenkungspunkt 13 derart verschoben werden, daß sich größere Verdichtungsverältnisse 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.If the articulation point 13 is to be moved in such a way that greater compression ratios are achieved, the hydraulic piston 19 must move in the positive X direction. This requires position I of the proportional valve 30, in which only the positive components of the torque are permitted to act on the eccentric shaft 14.

Die Stellung II des Proportionalventi.ls 30 ermöglicht ein konstantes Verdichtungsverhältnis. Weder die negativen noch die positiven Anteile des Momentes auf die Exzenterwelle 14 können die Position des Anlenkungspunktes 13 bzw. des Hydraulikkolbens 19 verändern. Hierbei wird die Inkompressibiiität des Hydrauliköls und eine entsprechende Unverformbarkeit der Hydraulikbauteile und der Druckölka- .Position II of the proportional valve 30 enables a constant compression ratio. Neither the negative nor the positive components of the torque on the eccentric shaft 14 can change the position of the articulation point 13 or the hydraulic piston 19. This ensures the incompressibility of the hydraulic oil and a corresponding non-deformability of the hydraulic components and the pressure oil chamber.

näle vorausgesetzt.channels assumed.

Die ölpumpe 3 4 des Motors übernimmt bei dieser Ausführungsform lediglich die Aufgabe, eventuelle Leckverluste auszugleichen. Die Rückschlagventile 31 und 33 verhindern einen Kurzschluß der jeweiligen hydraulischen Schaltstellung.In this embodiment, the engine's oil pump 34 only has the task of compensating for any leakage. The check valves 31 and 33 prevent a short circuit of the respective hydraulic switching position.

In den Fig. 7.1 bis 7.4 ist für eine Drehung der Kurbelwelle im Uhrzeigersinn von 0 bis 27 0° 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 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 Kurbeltriebs 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 genügendIn Fig. 7.1 to 7.4, the kinematics of the crank mechanism shown in Fig. 1 and described above are shown for a clockwise rotation of the crankshaft from 0 to 270° crank angle. In the given design, the distance of the middle joint 9 to the articulation of the upper connecting rod part 5 defined by the crank pin is smaller than the distance of the additional joint 8 to the articulation of the upper connecting rod part on the piston 2. It is advisable that the distance ratio 8-6 to 9-6 is always greater than 1 in order to limit the acceleration values of the crank mechanism and thus the inertia forces. If the ratio 8-6 to 9-6 assumes values less than 1, the peak values of the component acceleration or the inertia forces of the crank drive increase extremely. The distance between the middle joint 9 and the additional joint 8 must be selected in such a way that on the one hand the clearance for the upper connecting rod part 5 in the cylinder 1 is guaranteed and on the other hand there is sufficient

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.There is enough space to arrange the two joints 8 and 9 in such a way that the control arm 7, the lower connecting rod part 10 and the upper connecting rod part 5 can move in one plane without collision.

Der anhand der Fig. 3 und 5 beschriebene Verstellmechanismus 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 Zylinderachse 17 verläuft, so daß die Verschiebung des Kolbens unmittelbar eine Verschiebung des Anlenkungspunktes 13 bewirkt.The adjustment mechanism described with reference to Figs. 3 and 5 can also be modified in such a way that the articulation point 13 is supported directly on one end of a hydraulic piston, the direction of movement of which then runs transversely to the crankshaft 3 in the direction of the cylinder axis 17, so that the displacement of the piston directly causes a displacement of the articulation point 13.

Bezugszeichenliste zu Fig. 4:List of reference symbols for Fig. 4:

&phgr; Drosselklappenstellungφ Throttle position

M MeßweriaufnehmerM Transducer

&eegr; Motordrehzahl&eegr; Engine speed

R RegierR Director

S VerstellmechanismusS adjustment mechanism

(Stellglied)
25(Actuator)
25

w Sollwert der Anlenkpunkt-w Setpoint of the articulation point

siellung {Führungsgiöße)sellung {guide cast)

&khgr; Istwert der Anienkpunktstetlung (Regelgröße)&khgr; Actual value of the control point setting (controlled variable)

x Regelabweichung QQ y Stellgrößex Control deviation QQ y Control variable

Anjenkpunktverschiebung durch Kräfte des Kurbeltriebs (Störgröße)Shift in the starting point due to forces from the crank drive (disturbance variable)

Claims

Protection claims:

1. Internal combustion engine with at least one cylinder (1) and a piston (2) which can be moved axially therein and which is connected to a crankshaft (3) via a connecting rod which is designed in two parts and is articulated with its upper connecting rod part (5) to the piston (2) and with its lower connecting rod part (10) to the crank (4) of the crankshaft (3), the upper connecting rod part (5) and the lower connecting rod part (10) being connected to one another via a central joint (9) and furthermore a control arm (7) is articulated with one end to the upper connecting rod part (5) via an additional joint (8) which is arranged in the area of the central joint (9) at a lateral distance from the longitudinal axis (5.1) of the upper connecting rod part (5), and is fastened with its other end to a linkage point (13) on the machine housing which is arranged so as to be variable with respect to its distance from the cylinder axis (17).

2. Internal combustion engine according to claim 1, characterized in that on the upper connecting rod part (5) the distance between the central joint (9) and the articulation (6) on the piston (2) is at most equal to, preferably smaller than, the distance between the additional joint (8) and the articulation (6) on the piston (2).

3. Internal combustion engine according to claim 1 or 2, characterized in that the crank drive formed by the piston (2), connecting rod (5, 10) and crank (4) is offset, whereby the cylinder axis (17) does not intersect the axis of the crankshaft (3).

4. Internal combustion engine according to one of the claims

1 to 3, characterized in that the crank mechanism is offset in such a way that, in relation to the axis of rotation of the crankshaft (3), the cylinder axis (17)

on one side and the axis of the articulation point (13) of the control arm (7) on the machine housing on the other side (negative setting).

5. Internal combustion engine according to one of claims 1 to 4, characterized in that the upper connecting rod part (5) and/or the lower connecting rod part (10) and/or the control arm (7) in a offset design is dimensioned such that the axis of the additional joint (8) does not intersect the cylinder axis (17) during a complete crank rotation.

6. Internal combustion engine according to one of claims 1 to 5, characterized in that the central joint

(9) is designed in such a way that the joint area of one connecting rod part (5) or (IG) surrounds the joint area of the other connecting rod part (10) or (5) in a forked manner.

7. Internal combustion engine according to one of claims 1 to 6, characterized in that the additional joint

(8) is designed in such a way that the joint area of one link (upper connecting rod part 5 and/or control arm 7) surrounds the joint area of the other link (control arm 7 and/or lower connecting rod part 10) in a forked manner. 25

8. Internal combustion engine according to one of the claims

1 to 7, characterized in that the articulation point (13) of the control arm (7) on the machine housing is connected to a controllable adjusting device (C) for changing its distance from the cylinder axis (17).

9. Internal combustion engine according to one of the claims

1 to 8, characterized in that the articulation point (13) of the control arm (7) is mounted on the machine housing so as to be displaceable essentially . transverse to the cylinder axis (17) and a length-adjustable support member is provided as an adjusting device, by means of which the articulation point (13)

is held in a respective predeterminable position, which is connected to adjusting means (30, 31), whereby a displacement is made possible after actuation of the adjusting means under the influence of the forces of the crank drive.

10. Internal combustion engine according to one of claims 1 to 9, characterized in that the support member is formed by a double-acting piston-cylinder arrangement (18, 19) which can be acted upon by a liquid pressure medium, with both cylinder ends (20, 21) being connected to one another via a bypass line (28, 29) in which a controllable valve (30) is arranged as an actuating means.

11. Internal combustion engine according to one of claims 1 to 10, characterized in that an eccentric is provided, the crank pin (12) of which forms the articulation point (13) of the control arm (7) and the shaft (14) of which is connected to the support member via a transmission element.