EP1371833B1 - 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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EP1371833B1
EP1371833B1 EP03450100A EP03450100A EP1371833B1 EP 1371833 B1 EP1371833 B1 EP 1371833B1 EP 03450100 A EP03450100 A EP 03450100A EP 03450100 A EP03450100 A EP 03450100A EP 1371833 B1 EP1371833 B1 EP 1371833B1
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EP
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exhaust valve
intake
exhaust
internal combustion
combustion engine
Prior art date
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EP03450100A
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Paul Dr. Kapus
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AVL List GmbH
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    • F01L2001/0537—Double overhead camshafts [DOHC]

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine having at least two inlet channels per cylinder, which are each controlled by an inlet valve, and at least one outlet channel per cylinder controlled by at least one outlet valve, preferably one of the two inlet channels can be switched off, and wherein the timing of the intake and exhaust valves preferably at least in the partial load range with respect to a basic setting are synchronously adjustable to late.
  • the delay in the exhaust timing is essentially limited by the valve release of the exhaust valve to the piston at top dead center.
  • the object of the invention is to enable a further reduction of fuel consumption in an internal combustion engine of the type mentioned.
  • the exhaust valve lift curve is formed asymmetrically, wherein the closing edge is formed shallower than the opening edge. Due to the asymmetrical design of the exhaust valve lift curve and the flat closing edge as a result of corresponding asymmetric exhaust cam shape, on the one hand the requirements for the valve release can be significantly reduced. On the other hand, the flat closing edge allows a significantly higher retardation of the timing of the exhaust valve. In this way, as compared to a symmetrical reference exhaust valve lift curve, exhaust timing may be delayed by retarding the exhaust timing by about 10 °, thereby allowing relatively high fuel reduction of between 1% and 3%.
  • This fuel reduction occurs, in particular, in combination with the parallel intake and exhaust timing retardation at part load and a shutdown of one of the two intake ports. Surprisingly, in this way, the fuel consumption can be reduced to an extent that goes far beyond the sum of the expected effects of the individual measures.
  • the resulting synergy effect from the individual measures can be explained by the favorable interaction of the de-throttling with the asymmetrical inlet flow resulting from the channel cut-off.
  • the asymmetrical intake flow prevents a portion of the fuel from being pushed back into the intake pipe as a consequence of the delayed closing time of the intake valves. Since the Auslass Kunststoffbuch is adjusted in synchronism with the intake timing late, the suction always takes place before opening the intake valve with residual gas recirculation from the outlet channel to ambient pressure. As a result, the charge cycle losses can be kept extremely low.
  • the opening edge of Auslisterventilerhebungskveve at least in the initial area is largely equal to a symmetrical reference Ausliqueventilerhebungskve with the same Opening period.
  • the maximum exhaust valve lift of the asymmetrical exhaust valve lift curve is smaller 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, the surface pressure of the asymmetric exhaust cam becomes approximately equal to the surface pressure of the symmetrical exhaust cam output, given a larger valve clearance.
  • a significant improvement in valve release and significantly retarded retarding of intake and exhaust timing can be achieved if the ratio of maximum valve lift of the asymmetric exhaust valve lift curve to maximum valve lift of the symmetrical reference exhaust valve lift curve is 9:10 maximum, preferably 8: 9 maximum.
  • valve lift H is plotted against the crank position KW in the degree crank angle for intake valves 7, 8 and exhaust valves 13, 14, respectively for full load operation and part load operation.
  • Reference character E T designates the valve lift H of the intake valves 7, 8 at partial load
  • E V the valve lift H of the intake valves 7, 8 at full load.
  • the valve lift H of the exhaust valves 13, 14 for part-load or for full load is designated A T and A V respectively.
  • the outlet lift curve A is formed asymmetrically, wherein the closing edge f s is formed shallower than the opening edge f o .
  • the reference exhaust valve lift curve A 'in the illustrated embodiment has approximately the same maximum valve lift H m' as the intake valve lift curve E. However, the maximum valve lift H m 'of the reference intake cam may also be smaller or larger than the maximum lift of the intake cam.
  • the opening duration edge f o of the asymmetrical exhaust valve lift curve A is predominantly the same as the opening edge f o 'of the symmetrical reference exhaust valve lift curve A'.
  • the maximum exhaust valve lift H m of the asymmetric exhaust valve lift curve A is smaller than the maximum exhaust valve lift H m 'of the reference exhaust valve lift curve A', where the ratio H m / N m is advantageously less than 0.9.
  • the asymmetric exhaust cam has approximately the same surface pressure as the symmetrical reference exhaust cam. Due to the asymmetric exhaust valve lift curve A, a larger valve release V f at the top dead center OTW of the charge cycle in the partial load range can be achieved. This has an advantageous effect on the combustion chamber design and thus on the combustion process.
  • valve release V f the timing of the intake and exhaust valves 7, 8; 13, 14 are adjusted by about 10 ° crank angle KW more late than in symmetrically designed exhaust valve lift curve A '. This greater retardation of the timing in the partial load range results in a fuel consumption improvement between about 1% to 3%.
  • the asymmetrical exhaust valve lift curve A is realized by an asymmetrical shape of the exhaust cam 1, which is shown schematically in section in FIG.
  • the asymmetrical exhaust valve lift can be used for all cam-operated valve trains (bucket tappets, rocker arms, rocker arms or the like).
  • FIG. 3 shows the inlet channels 2, 3 and the outlet channel 4 of an internal combustion engine 5 according to the invention in a plan view.
  • the internal combustion engine 5 has at least one cylinder 6 with two inlet valves 7, 8, wherein the first inlet channel 2 leads to the inlet valve 7 and the second inlet channel 3 to the inlet valve 8.
  • First and second inlet channel 2, 3 open via inlet openings 2a, 3a, which are controllable via the inlet valves 7, 8 in a combustion chamber, not shown.
  • the first inlet channel 2 is designed as an unthrottled tangential channel in order to generate a swirling flow around the cylinder axis 9 in the combustion chamber.
  • a spark plug indicated by reference numeral 10 is arranged in the area of the cylinder axis 9.
  • Reference numerals 11 and 12 are outlet openings, which lead to the outlet channel 4.
  • the outlet openings 11, 12 are controlled via outlet valves 13, 14.
  • an injection valve 16 is arranged which injects fuel 18, 19 into the first inlet channel 2 and the second inlet channel 3 via a defined opening 17 in the channel partition wall 15.
  • a throttle device 20 is arranged upstream of the injection valve 16 or in the region of the opening 17 in the channel partition wall 15, which may be designed as a slide or flap. With reference numeral 21 leakage openings in the throttle device 20 are indicated. In the closed state of the throttle device 20, a defined minimum flow through the second inlet channel 3 is made possible. This results in the area of the confluence of the fuel 19 in the second inlet channel 3, a flow which prevents the injection jet is pressed to the outer wall of the inlet channel 3.
  • Reference numerals 22 and 23 designate the inlet flows into the combustion chamber.
  • intake valves 7, 8 and exhaust valves 13, 14 takes place either via a common camshaft or via an intake camshaft 24 and an exhaust camshaft 25, which are coupled together, as shown in FIG. 4.
  • intake camshaft 24 and exhaust camshaft 25 are coupled via a gear train 26 to two equal sized gears 27, 28, wherein intake camshaft 24 is driven by the crankshaft via a timing belt, not shown.
  • a phaser 29 is arranged, for example, in the drive train between the crankshaft and intake camshaft 24, 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 numeral 30 designates inlet cams.
  • the throttle device 21 is closed in the second inlet channel 3, whereby a clear swirl flow through the first inlet channel 2 is initiated in the combustion chamber.
  • This swirl flow prevents a part of the fuel from being pushed back into the inlet channels 2, 3 by the delayed closing point of the intake valves 7, 8.
  • the combination of said measures - synchronous retardation of the timing of the intake and exhaust valves 7, 8, 13, 14, asymmetric Auslrawventilkurvenform A and throttling the second intake passage 3 - causes a significant reduction in throttle losses and thus a significant reduction in fuel consumption in the partial load range.
  • each of the two camshafts 24, 25 for themselves, ie asynchronously, are retarded by a respective phaser 29, as indicated in Fig. 5.
  • the operating strategy is such that the intake camshaft 24 has a fairly long opening period and is thus maximally retarded practically from the idling phase.
  • the exhaust camshaft 25 is also made "late", taking into account the residual gas compatibility. At about 2 bar mean pressure results in about the same timing as synchronous retardation of both camshafts 24, 25. Also in this variant can be achieved by using an asymmetric Auslpletenockenform a greater valve clearance and a greater retardation of the exhaust timing.

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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 Zylinderraurn 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 Auslassventükurve 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 AU 6 528 774 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/Nm, 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 Ein- und 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 (f0) ausgebildet ist.
  2. Brennkraftmaschine (5) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Öffnungsflanke (f0) der Aüslassventilerhebungskurve (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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