EP1371833A1 - Brennkraftmaschine mit zumindest zwei Einklasskanälen pro Zylinder und asymmetrische Auslassventilerhebungskurve - Google Patents

Brennkraftmaschine mit zumindest zwei Einklasskanälen pro Zylinder und asymmetrische Auslassventilerhebungskurve Download PDF

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EP1371833A1
EP1371833A1 EP03450100A EP03450100A EP1371833A1 EP 1371833 A1 EP1371833 A1 EP 1371833A1 EP 03450100 A EP03450100 A EP 03450100A EP 03450100 A EP03450100 A EP 03450100A EP 1371833 A1 EP1371833 A1 EP 1371833A1
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EP
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exhaust valve
valve lift
exhaust
internal combustion
combustion engine
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    • F01L2001/0537—Double overhead camshafts [DOHC]

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine with at least two inlet channels per cylinder, which are controlled by an intake valve each, and at least one outlet channel controlled by at least one outlet valve Cylinder, wherein preferably one of the two inlet channels can be switched off, and the control times of the intake and exhaust valves at least in the partial load range with respect to a basic setting, preferably synchronously adjustable late are.
  • AT 3.134 U1 and AT 4,786 U1 describe methods for operating spark-ignition four-stroke internal combustion engines with at least one inlet valve and known at least one exhaust valve per cylinder, which provides that at part load both the intake control time and the exhaust control time by a crankshaft angle of 30 to 100 ° is shifted late.
  • the synchronous postponement of intake and exhaust timing avoided getting close to top dead center in the early intake phase Vacuum causing loss of charge sets when the intake timing is adjusted after late.
  • the delayed Closing the exhaust valves internal exhaust gas recirculation in the cylinder chamber achieve.
  • the late shift in the exhaust timing is essentially due to the valve clearance of the exhaust valve with respect to the piston at top dead center limited.
  • the object of the invention is in an internal combustion engine of the aforementioned To enable a further reduction in fuel consumption,
  • the exhaust valve lift curve is asymmetrical, the closing flank being flatter than that Opening flank is formed. Due to the asymmetrical design of the exhaust valve lift curve and the flat closing flank accordingly asymmetrical exhaust cam shape can meet the requirements of the Valve clearance can be significantly reduced. On the other hand, the flat Closing edge a significantly higher late adjustment of the timing of the exhaust valve. Compared to a symmetrical reference exhaust valve lift curve In this way, the exhaust cut-off can be made if the exhaust control time is delayed about 10 ° later, which results in a relatively high fuel reduction between 1% and 3%. This fuel cut arises especially in combination with the parallel inlet and Late exhaust timing adjustment at part load and one of the shutdowns two inlet channels.
  • the opening flank of the Exhaust valve lift curve is largely the same, at least in the initial area is the same with a symmetrical reference exhaust valve lift curve Opening period. It is preferably provided that the maximum exhaust valve lift the asymmetrical exhaust valve lift curve is less than the maximum exhaust valve lift of the symmetrical reference exhaust valve lift curve. Due to the lower maximum exhaust valve lift of the Asymmetric exhaust valve lift curve becomes - given larger Valve clearance - the surface pressure of the asymmetrical outlet cam, for example same as the surface pressure of the symmetrical reference exhaust cam.
  • the intake and exhaust timing can be delayed if the ratio of maximum valve lift of the asymmetrical exhaust valve lift curve for maximum valve lift of the symmetrical reference exhaust valve lift curve is a maximum of 9:10, preferably a maximum of 8: 9.
  • valve lift H is plotted over the crank position KW in the degree crank angle for intake valves 7, 8 and exhaust valves 13, 14, in each case for full-load operation and part-load operation.
  • Reference symbol ET denotes the valve lift H of the intake valves 7, 8 at partial load
  • Ev the valve lift H of the intake valves 7, 8 at full load.
  • the valve stroke H of the exhaust valves 13, 14 for partial load and for full load is designated v A with T or A.
  • the outlet elevation curve A is asymmetrical, the closing flank f s being flatter than the opening flank f o .
  • the reference exhaust valve lift curve A ' has approximately the same maximum valve lift H m' as the intake valve lift curve E.
  • the maximum valve lift H m 'of the reference exhaust cam can also be smaller or larger than the maximum lift of the intake cam.
  • the opening duration edge f o of the asymmetrical exhaust valve elevation curve A is predominantly the same as the opening edge f o 'of the symmetrical reference exhaust valve elevation curve A'.
  • the maximum exhaust valve lift H m of the asymmetrical exhaust valve lift curve A is smaller than the maximum exhaust valve lift H m of the reference exhaust valve lift curve A ', the ratio H m / H m' advantageously being less than 0.9.
  • the asymmetrical outlet cam has approximately the same surface pressure as the symmetrical reference outlet cam.
  • the asymmetrical exhaust valve lift curve A enables a larger valve clearance V f at top dead center OTW of the gas exchange in the partial load range. This has an advantageous effect on the design of the combustion chamber and thus on the combustion process.
  • the control times of the intake and exhaust valves 7, 8; 13, 14 can be adjusted by about 10 ° crank angle KW more late than with a symmetrically designed exhaust valve lift curve A '.
  • This greater late adjustment of the control times in the partial load range results in an improvement in fuel consumption of between approximately 1% and 3%.
  • the asymmetrical exhaust valve lift curve A is represented by an asymmetrical Shape of the outlet cam 1 realized, which is schematic in Fig. 2 in section is shown.
  • the asymmetrical exhaust valve lift is for everyone cam-operated valve drives (bucket tappets, rocker arms, rocker arms or the like) usable.
  • Fig. 3 shows the inlet channels 2, 3 and the outlet channel 4 of an inventive Internal combustion engine 5 in a plan view.
  • the internal combustion engine 5 has at least one cylinder 6 with two intake valves 7, 8, with the intake valve 7 the first inlet channel 2 and to the inlet valve 8 the second inlet channel 3 leads.
  • First and second inlet channels 2, 3 open out via inlet openings 2a, 3a, which are controllable via the inlet valves 7, 8 in one combustion chamber shown further.
  • the first inlet duct 2 is an unthrottled one Tangential channel designed to create a swirl flow around the cylinder axis in the combustion chamber 9 to generate.
  • a reference number 10 indicated spark plug arranged.
  • With reference numerals 11 and 12 outlet openings which lead to the outlet duct 4 are designated.
  • the outlet openings 11, 12 are controlled via exhaust valves 13, 14.
  • An injection valve 16 is arranged in the second inlet duct 3 and is connected via a defined opening 17 in the channel partition 15 fuel 18, 19 in the injects the first inlet duct 2 and the second inlet duct 3.
  • a throttle device 20 is arranged, which as a slide or can be designed as a flap. Leakage openings are shown in FIG the throttle device 20 indicated. In the closed state of the throttle device 20 becomes a defined minimum flow through the second inlet channel 3 enables. This creates in the area of the confluence of the fuel 19 into the second inlet duct 3, a flow which prevents the Injection jet is pressed against the outer wall of the inlet duct 3.
  • the inlet flows into the combustion chamber are designated by reference numerals 22 and 23.
  • the inlet valves 7, 8 and outlet valves 13, 14 are actuated either via a common camshaft or via an intake camshaft 24 and an exhaust camshaft 25 coupled to each other as in FIG. 4 is shown.
  • intake camshaft 24 and exhaust camshaft 25 via a gear transmission 26 with two of the same size Coupled gears 27, 28, wherein the intake camshaft 24 is not one further illustrated timing belt is driven by the crankshaft.
  • phase adjuster 29 is arranged with which a relative rotation of the intake camshaft 24 and thus also the exhaust camshaft 25 with respect to the Crankshaft can be effected.
  • Reference numerals 30 designate intake cams.
  • the control times of the intake and exhaust valves are on the one hand in the partial load range 7, 8, 13, 14 around a crank angle range of approximately 30 ° to 100 °, advantageously from about 40 ° to 80 °, postponed. Since intake and exhaust tax time postponed synchronously, it is avoided that in the earlier intake phase near top dead center OTW of the gas exchange an underpressure causing loss of charge sets when the intake timing is adjusted after late. At the same time, the delayed Closing the exhaust valves 13, 14 an internal exhaust gas recirculation in the Achieve cylinder space. By postponing the intake tax time too much air is expelled. Through these measures significant dethrottling can be achieved.
  • the throttle device 21 in the second inlet duct 3 is closed, whereby a significant swirl flow through the first inlet duct 2 is initiated in the combustion chamber becomes.
  • This swirl flow prevents part of the fuel from going through the late closing point of the inlet valves 7, 8 back into the inlet channels 2, 3 is pushed back.
  • the combination of the measures mentioned-synchronous Late adjustment of the timing of the intake and exhaust valves 7, 8, 13, 14, asymmetrical exhaust valve curve shape A and throttling of the second inlet duct 3 - causes a substantial reduction in throttle losses and thus a significant reduction in fuel consumption in the partial load range.
  • each of the two camshafts 24, 25 can also be used individually, thus asynchronously, can be adjusted late by one phase adjuster 29, as indicated in Fig. 5. It can be provided that at partial load maximum possible late adjustment of the intake camshaft 24 with an even smaller one Valve overlap, the exhaust camshaft 25 moved late becomes.
  • the operating strategy is such that the intake camshaft 24 is a fair one has a long opening time and therefore practically after the idling phase is late.
  • the exhaust camshaft 25 is taking into account the Residual gas compatibility is also set after "late". At about 2 bar medium pressure there are approximately the same control times as with synchronous late adjustment both camshafts 24, 25.
  • This variant can also be used an asymmetrical exhaust cam shape a larger valve clearance or a greater late adjustment of the exhaust timing can be achieved.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine (5) mit zumindest zwei Einlasskanälen (2, 3) pro Zylinder (6), welche durch je ein Einlassventil (7, 8) gesteuert werden, sowie zumindest einem durch mindestens ein Auslassventil (13, 14) gesteuerten Auslasskanal (4) pro Zylinder (6), wobei vorzugsweise einer der beiden Einlasskanäle (7, 8) abschaltbar ist, und wobei die Steuerzeiten der Ein- und Auslassventile (7, 8; 13, 14) zumindest im Teillastbetrieb bezüglich einer Basiseinstellung vorzugsweise synchron nach spät verstellbar sind. Um im Teillastbereich eine Verringerung des Kraftstoffverbrauches zu erreichen, ist vorgesehen, dass die Auslassventilerhebungskurve (A) asymmetrisch ausgebildet ist, wobei die Schließflanke (fs) flacher als die Öffnungsflanke (f0) ausgebildet ist. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zumindest zwei Einlasskanälen pro Zylinder, welche durch je ein Einlassventil gesteuert werden, sowie zumindest einem durch mindestens ein Auslassventil gesteuerten Auslasskanal pro Zylinder, wobei vorzugsweise einer der beiden Einlasskanäle abschaltbar ist, und wobei die Steuerzeiten der Ein- und Auslassventile zumindest im Teillastbereich bezüglich einer Basiseinstellung vorzugsweise synchron nach spät verstellbar sind.
Aus der AT 3.134 U1 und der AT 4,786 U1 sind Verfahren zum Betreiben von fremdgezündeten Viertakt-Brennkraftmaschinen mit zumindest einem Einlassventil und zumindest einem Auslassventil pro Zylinder bekannt, welches vorsieht, dass bei Teillast sowohl die Einlasssteuerzeit als auch die Auslasssteuerzeit um einen Kurbelwellenwinkel von 30 bis 100° nach spät verschoben wird. Durch das synchrone Verschieben der Einlass- und der Auslasssteuerzeit nach spät wird vermieden, dass sich in der frühen Ansaugphase nahe dem oberen Totpunkt ein Ladungswechselverluste bewirkender Unterdruck einstellt, wenn die Einlasssteuerzeit nach spät verstellt wird. Gleichzeitig lässt sich durch das verspätete Schließen der Auslassventile eine interne Abgasrückführung in den Zylinderraum erzielen.
Durch das späte Schließen des Einlassventils wird zuviel angesaugte Luft gegen geringen Unterdruck ausgeschoben. Das Schließen des Einlassventils erfolgt dabei zu einem Zeitpunkt, wenn der Kolben bereits wieder deutlich nach oben geht (Kompression). Dadurch lassen sich die thermodynamischen Verluste zu Folge der Drosselung der Ansaugströmung, die zu einem erhöhten Kraftstoffverbrauch im Vergleich beispielsweise zu einem Dieselmotor führen, deutlich verringern.
Die Verschiebung der Auslasssteuerzeit nach spät wird im Wesentlichen durch den Ventilfreigang des Auslassventils gegenüber dem Kolben im oberen Totpunkt begrenzt.
Aus der US 5,606,942 A ist ein Ventilbetätigungssystem für eine Mehrventil-Brennkraftmaschine bekannt, bei der Einlass- und Auslassnocken asymmetrisch geformt sind, um die Ventilfreiganganforderungen zu minimieren. Die Schließflanke der Auslassventilkurve ist dabei deutlich flacher, die Öffnungsflanke der asymmetrischen Auslassventilkurve deutlich steiler als eine symmetrische Referenz-Auslassventilkurve mit gleicher Öffnungsdauer ausgebildet. Die steile Öffnungsflanke führt allerdings zu hohen Belastungen des Ventiltriebes. Ein Nocken für eine ähnliche asymmetrische Ventilerhebungskurve ist auch aus der JP 60-182309 A bekannt.
Aufgabe der Erfindung ist es, bei einer Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art eine weitere Verminderung des Kraftstoffverbrauches zu ermöglichen,
Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass die Auslassventilerhebungskurve asymmetrisch ausgebildet ist, wobei die Schließflanke flacher als die Öffnungsflanke ausgebildet ist. Durch die asymmetrische Ausbildung der Auslassventilerhebungskurve und die flache Schließflanke zu Folge entsprechender asymmetrischer Auslassnockenform können einerseits die Anforderungen an den Ventilfreigang erheblich reduziert werden. Andererseits ermöglicht die flache Schließflanke eine deutlich höhere Spätverstellung der Steuerzeit des Auslassventils. Im Vergleich zu einer symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve kann auf diese Weise der Auslassschluss bei Spätverstellung der Auslasssteuerzeit um etwa 10° später erfolgen, wodurch sich eine relativ hohe Kraftstoffverminderung zwischen 1% und 3% erzielen lässt. Diese Kraftstoffverminderung stellt sich insbesondere in Kombination mit der parallelen Einlass- und Auslasssteuerzeit-Spätverstellung bei Teillast und einer Abschaltung eines der beiden Einlasskanäle ein. Überraschenderweise kann auf diese Weise der Kraftstoffverbrauch in einem Ausmaß reduziert werden, welches bei weitem über die Summe der erwarteten Effekte der Einzelmaßnahmen hinausgeht. Der sich einstellende Synergieeffekt aus den Einzelmaßnahmen kann auf das günstige Zusammenwirken der Entdrosselung mit der durch die Kanalabschaltung entstehenden asymmetrischen Einlassströmung erklärt werden. Durch die asymmetrische Einlassströmung wird verhindert, dass zu Folge des verspäteten Schließzeitpunktes der Einlassventile ein Teil des Kraftstoffes wieder in das Ansaugrohr geschoben wird. Da die Auslasssteuerzeit synchron mit der Einlasssteuerzeit nach spät verstellt wird, erfolgt das Ansaugen auch vor dem Öffnen des Einlassventils unter Restgasrückführung aus dem Auslasskanal stets gegen Umgebungsdruck. Dadurch können die Ladungswechselverluste äußerst gering gehalten werden.
Um trotz asymmetrischer Auslassventilerhebungskurve die Belastung des Ventiltriebes möglichst gering zu halten, ist es vorteilhaft, wenn die Öffnungsflanke der Auslassventilerhebungskurve zumindest im Anfangsbereich überwiegend gleich ist mit einer symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve mit gleicher Öffnungsdauer. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass die maximale Auslassventilerhebung der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve kleiner ist als die maximale Auslassventilerhebung der symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve. Durch die niedrigere maximale Auslassventilerhebung der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve wird - bei gegebenem größerem Ventilfreigang - die Flächenpressung des asymmetrischen Auslassnocken etwa gleich wie die Flächenpressung des symmetrischen Referenzauslassnocken.
Eine deutliche Verbesserung des Ventilfreiganges und eine wesentlich verzögerte Spätverstellung der Einlass- und Auslasssteuerzeiten lässt sich erreichen, wenn das Verhältnis maximaler Ventilerhebung der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve zur maximalen Ventilerhebung der symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve maximal 9:10, vorzugsweise maximal 8:9 beträgt.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen
Fig. 1
ein Ventilhubdiagramm der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine,
Fig. 2
zeigt einen asymmetrischen Auslassnocken im Querschnitt,
Fig. 3
die Ein- und Auslasskanäle eines Zylinders der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine in einer Draufsicht,
Fig. 4
die Nockenwelle der Brennkraftmaschine gemäß einer ersten Ausführungsvariante und
Fig. 5
die Nockenwelle der Brennkraftmaschine gemäß einer zweiten Ausführungsvariante.
In dem in Fig. 1 dargestellten Diagramm ist der Ventilhub H über der Kurbelstellung KW im Grad-Kurbelwinkel für Einlassventile 7, 8 und Auslassventile 13, 14, jeweils für Volllastbetrieb und Teillastbetrieb, aufgetragen. Bezugszeichen ET bezeichnet den Ventilhub H der Einlassventile 7, 8 bei Teillast, Ev den Ventilhub H der Einlassventile 7, 8 bei Volllast. Der Ventilhub H der Auslassventile 13, 14 für Teillast bzw. für Volllast ist mit AT bzw. Av bezeichnet. Deutlich ist zu erkennen, dass bei Teillast die Steuerzeiten der Einlassventile 7, 8 und der Auslassventile 13, 14 nach spät verstellt werden, wobei die Spätverstellung der Einlassnockenwelle 25 etwa 50° beträgt, so dass der Einlassschluss bei 90° bis 140° nach dem unteren Totpunkt UT nach dem oberen Totpunkt OTW des Ladungswechsels liegt. Die Steuerzeitverstellung des Auslassventilhubes A erfolgt synchron mit der Verstellung des Einlassventilhubes E nach spät. Durch die Verschiebung der Einlasssteuerzeit nach spät wird eine Entdrosselung bewirkt, so dass während der Ausschiebphase R die überflüssige Luft im Brennraum wieder in das Saugrohr rückgeblasen wird.
Da auch die Auslasssteuerzeit synchron mit der Einlasssteuerzeit nach spät verstellt wird, so dass der Schließzeitpunkt der Auslassventile 13, 14 nicht vor dem Öffnungszeitpunkt der Einlassventile 7, 8 liegt, wird erreicht, dass auch das Ansaugen während der Phase AGR im Teillastbetrieb gegen Umgebungsdruck (Abgasdruck) erfolgt. Dadurch treten äußerst geringe Ladungswechselverluste auf. Gleichzeitig erfolgt eine innere Abgasrückführung während der Phase AGR in den Zylinder. Während der Phase AN wird im Teillastbetrieb Luft bzw. Gemisch aus dem Einlasskanal 7, 8 in den Zylinder 6 angesaugt.
Die Auslasserhebungskurve A ist asymmetrisch ausgebildet, wobei die Schließflanke fs flacher geformt ist als die Öffnungsflanke fo. Mit A' ist eine symmetrische Referenz-Auslassventilerhebungskurve mit gleicher Öffnungsdauer wie die asymmetrische Auslassventilerhebungskurve A bezeichnet. Die Referenz-Auslassventilerhebungskurve A' weist im dargestellten Ausführungsbeispiel in etwa den gleichen maximalen Ventilhub Hm' auf wie die Einlassventilerhebungskurve E. Der maximale Ventilhub Hm' des Referenzaulassnockens kann aber auch kleiner oder größer sein als der maximale Hub des Einlassnockens. Die Öffnungsdauerflanke fo der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve A ist überwiegend gleich mit der Öffnungsflanke fo' der symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve A'. Der maximale Auslassventilhub Hm der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve A ist kleiner als der maximale Auslassventilhub Hm der Referenz-Auslassventilerhebungskurve A', wobei das Verhältnis Hm/Hm' vorteilhafterweise kleiner ist als 0,9. Dadurch weist die asymmetrische Auslassnocke etwa die gleiche Flächenpressung wie die symmetrische Referenzauslassnocke auf. Durch die asymmetrische Auslassventilerhebungskurve A lässt sich ein größerer Ventilfreigang Vf im oberen Totpunkt OTW des Ladungswechsels im Teillastbereich erreichen. Dies wirkt sich vorteilhaft auf die Brennraumgestaltung und somit auf den Verbrennungsablauf aus. Umgekehrt können durch den größeren Ventilfreigang Vf die Steuerzeiten der Ein- und Auslassventile 7, 8; 13, 14 um etwa 10° Kurbelwinkel KW mehr nach spät verstellt werden, als bei symmetrisch ausgebildeter Auslassventilerhebungskurve A'. Durch diese größere Spätverstellung der Steuerzeiten im Teillastbereich ergibt sich eine Kraftstoffverbrauchsverbesserung zwischen ca. 1% bis 3%.
Die asymmetrische Auslassventilerhebungskurve A wird durch eine asymmetrische Form des Auslassnockens 1 realisiert, welcher in Fig. 2 im Schnitt schematisch dargestellt ist. Die asymmetrische Auslassventilerhebung ist für alle nockenbetätigten Ventiltriebe (Tassenstößel, Schlepphebel, Kipphebel oder dergleichen) verwendbar.
Fig. 3 zeigt die Einlasskanäle 2, 3 und den Auslasskanal 4 einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine 5 in einer Draufsicht. Die Brennkraftmaschine 5 weist zumindest einen Zylinder 6 mit zwei Einlassventilen 7, 8 auf, wobei zum Einlassventil 7 der erste Einlasskanal 2 und zum Einlassventil 8 der zweite Einlasskanal 3 führt. Erster und zweiter Einlasskanal 2, 3 münden über Einlassöffnungen 2a, 3a, welche über die Einlassventile 7, 8 steuerbar sind in einen nicht weiter dargestellten Brennraum. Der erste Einlasskanal 2 ist als ungedrosselter Tangentialkanal ausgeführt, um im Brennraum eine Drallströmung um die Zylinderachse 9 zu generieren. Im Bereich der Zylinderachse 9 ist eine durch Bezugszeichen 10 angedeutete Zündkerze angeordnet. Mit Bezugszeichen 11 und 12 sind Auslassöffnungen bezeichnet, welche zum Auslasskanal 4 führen. Die Auslassöffnungen 11, 12 werden über Auslassventile 13, 14 gesteuert.
Im Bereich einer Kanaltrennwand 15 zwischen dem ersten Einlasskanal 2 und dem zweiten Einlasskanal 3 ist ein Einspritzventil 16 angeordnet, welches über eine definierte Öffnung 17 in der Kanaltrennwand 15 Kraftstoff 18, 19 in den ersten Einlasskanal 2 und den zweiten Einlasskanal 3 einspritzt.
Im zweiten Einlasskanal 3, welcher als Neutralkanal ausgebildet ist, ist stromaufwärts des Einspritzventils 16 oder im Bereich der Öffnung 17 in der Kanaltrennwand 15 eine Drosseleinrichtung 20 angeordnet, welche als Schieber oder als Klappe ausgebildet sein kann. Mit Bezugszeichen 21 sind Leckageöffnungen in der Drosseleinrichtung 20 angedeutet. Im geschlossenen Zustand der Drosseleinrichtung 20 wird ein definierter Mindestdurchfluss durch den zweiten Einlasskanal 3 ermöglicht. Dadurch entsteht im Bereich der Einmündung des Kraftstoffes 19 in den zweiten Einlasskanal 3 eine Strömung, welche verhindert, dass der Einspritzstrahl an die Außenwand des Einlasskanals 3 gedrückt wird.
Mit Bezugszeichen 22 und 23 sind die Einlassströmungen in den Brennraum bezeichnet.
Die Betätigung der Einlassventile 7, 8 und Auslassventile 13, 14 erfolgt entweder über eine gemeinsame Nockenwelle oder über eine Einlassnockenwelle 24 und eine Auslassnockenwelle 25, welche miteinander gekoppelt sind, wie in Fig. 4 dargestellt ist. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind Einlassnockenwelle 24 und Auslassnockenwelle 25 über ein Zahnradgetriebe 26 mit zwei gleich großen Zahnrädern 27, 28 gekoppelt, wobei die Einlassnockenwelle 24 über einen nicht weiter dargestellten Zahnriemen durch die Kurbelwelle angetrieben wird. Um eine Phasenverstellung der Einlassnockenwelle 24 und der Auslassnockenwelle 25 in Bezug auf die nicht dargestellte Kurbelwelle zu bewirken, ist beispielsweise im Antriebsstrang zwischen Kurbelwelle und Einlassnockenwelle 24 ein Phasensteller 29 angeordnet, mit welcher eine Relativverdrehung der Einlassnockenwelle 24 und somit auch der Auslassnockenwelle 25 in Bezug auf die Kurbelwelle bewirkt werden kann.
Mit Bezugszeichen 30 sind Einlassnocken bezeichnet.
Im Teillastbereich werden einerseits die Steuerzeiten der Ein- und Auslassventile 7, 8, 13, 14 um einen Kurbelwinkelbereich von etwa 30° bis 100°, vorteilhafterweise von etwa 40° bis 80°, nach spät verschoben. Da Einlass- und Auslasssteuerzeit synchron nach spät verschoben werden, wird vermieden, dass sich in der früheren Ansaugphase nahe dem oberen Totpunkt OTW des Ladungswechsels ein Ladungswechselverluste bewirkender Unterdruck einstellt, wenn die Einlasssteuerzeit nach spät verstellt wird. Gleichzeitig lässt sich durch das verspätete Schließen der Auslassventile 13, 14 eine interne Abgasrückführung in den Zylinderraum erzielen. Durch die Verschiebung der Einlasssteuerzeit nach spät wird zuviel angesaugte Luft wieder ausgeschoben. Durch diese Maßnahmen kann eine deutliche Entdrosselung erreicht werden. Andererseits wird im Teillastbereich die Drosseleinrichtung 21 im zweiten Einlasskanal 3 geschlossen, wodurch im Brennraum eine deutliche Drallströmung durch den ersten Einlasskanal 2 iniziiert wird. Diese Drallströmung verhindert, dass ein Teil des Kraftstoffes durch den verspäteten Schließpunkt der Einlassventile 7, 8 wieder in die Einlasskanäle 2, 3 zurückgeschoben wird. Die Kombination der genannten Maßnahmen-synchrone Spätverstellung der Steuerzeiten der Ein- und Auslassventile 7, 8, 13, 14, asymmetrische Auslassventilkurvenform A und Drosselung des zweiten Einlasskanals 3 - bewirkt eine wesentliche Verringerung der Drosselverluste und somit eine deutliche Verringerung des Kraftstoffverbrauches im Teillastbereich.
In einer alternativen Variante zu einer synchronen Verstellung der Ein- und Auslassnockenwelle 24, 25 kann auch jede der beiden Nockenwellen 24, 25 für sich, also asynchron, durch jeweils einen Phasensteller 29 nach spät verstellt werden, wie in Fig. 5 angedeutet ist. Dabei kann vorgesehen sein, dass bei Teillast bei maximal möglicher Spätverstellung der Einlassnockenwelle 24 bei einer noch geringeren Ventilüberschneidung die Auslassnockenwelle 25 nach spät verschoben wird. Die Betriebsstrategie ist so, dass die Einlassnockenwelle 24 eine recht lange Öffnungsdauer hat und somit praktisch ab der Leerlaufphase maximal nach spät verstellt ist. Die Auslassnockenwelle 25 wird unter Berücksichtigung der Restgasverträglichkeit ebenfalls nach "spät" gestellt. Bei etwa 2 bar Mitteldruck ergeben sich etwa die gleichen Steuerzeiten wie bei synchroner Spätverstellung beider Nockenwellen 24, 25. Auch bei dieser Variante kann durch Verwendung einer asymmetrischen Auslassnockenform ein größerer Ventilfreigang bzw. eine größere Spätverstellung der Auslasssteuerzeit erzielt werden.

Claims (4)

  1. Brennkraftmaschine (5) mit zumindest zwei Einlasskanälen (2, 3) pro Zylinder (6), welche durch je ein Einlassventil (7, 8) gesteuert werden, sowie zumindest einem durch mindestens ein Auslassventil (13, 14) gesteuerten Auslasskanal (4) pro Zylinder (6), wobei vorzugsweise einer der beiden Einlasskanäle (7, 8) abschaltbar ist, und wobei die Steuerzeiten der Einund Auslassventile (7, 8; 13, 14) zumindest im Teillastbetrieb bezüglich einer Basiseinstellung vorzugsweise synchron nach spät verstellbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Auslassventilerhebungskurve (A) asymmetrisch ausgebildet ist, wobei die Schließflanke (fs) flacher als die Öffnungsflanke (fo) ausgebildet ist.
  2. Brennkraftmaschine (5) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Öffnungsflanke (fo) der Auslassventilerhebungskurve (A), zumindest im Anfangsbereich, überwiegend gleich ist mit einer symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve (A') mit gleicher Öffnungsdauer.
  3. Brennkraftmaschine (5) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die maximale Auslassventilerhebung (Hm) der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve (A) kleiner ist als die maximale Auslassventilerhebung (Hm') der symmetrischen Referenz-Auslassventilerhebungskurve (A').
  4. Brennkraftmaschine (5) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis der maximalen Auslassventilerhebung (Hm) der asymmetrischen Auslassventilerhebungskurve (A) zur maximalen Auslassventilerhebung (Hm') der symmetrischen Auslassventilerhebungskurve (A') maximal etwa 9:10, vorzugsweise maximal 8:9 beträgt.
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