EP3887656A1 - Hubvariabler ventiltrieb mit wenigstens zwei arbeitslagen - Google Patents

Hubvariabler ventiltrieb mit wenigstens zwei arbeitslagen

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EP3887656A1
EP3887656A1 EP19800987.0A EP19800987A EP3887656A1 EP 3887656 A1 EP3887656 A1 EP 3887656A1 EP 19800987 A EP19800987 A EP 19800987A EP 3887656 A1 EP3887656 A1 EP 3887656A1
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EP
European Patent Office
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stroke
valve train
valve
working curve
working
Prior art date
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Pending
Application number
EP19800987.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Giovanni Mincione
Steffen Lohde
Din Wabbals
Sebastian Sperrhacke
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Bayerische Motoren Werke AG
Original Assignee
Bayerische Motoren Werke AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Bayerische Motoren Werke AG filed Critical Bayerische Motoren Werke AG
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Pending legal-status Critical Current

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    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • Variable valve train with at least two working positions
  • the invention relates to a variable stroke valve train for a gas exchange valve of an internal combustion engine and a method for operating a variable stroke valve drive for a gas exchange valve of an internal combustion engine. Due to the increasing requirements for low fuel consumption and low emissions, an increasingly non-greasy operation in the entire engine map is being sought. An application of the Miller combustion process makes an important contribution. The pressure and temperature of the mixture in the cylinder at the time of ignition can thus be reduced in a targeted manner. Due to the correspondingly reducing tendency to knock, an earlier center of gravity of the combustion can be set, for example by means of a variable camshaft control. The corresponding lowering of the exhaust gas temperature leads to a lower need for enrichment.
  • the Miller internal combustion engine is an internal combustion engine named after Miller, in which the fuel is introduced into the intake air during the intake process, which, like the gasoline engine, results in an ignitable mixture in the cylinder.
  • a Miller internal combustion engine In contrast to the gasoline engine, a Miller internal combustion engine is characterized by a fifth work step. For this reason, the Miller internal combustion engine is also referred to as the "five-stroke engine".
  • the inlet valve is already closed during the intake stroke, which leads to an expansion of the mixture until the end of the intake tract.
  • the subsequent compression phase results in lower pressure and temperature in the combustion chamber at the time of ignition, which reduces the so-called knock tendency.
  • the intake valve lift curve must not exceed a certain opening duration. This short opening duration is significantly less than that of internal combustion engines that are operated using the conventional Otto cycle process. This usually leads to a significantly increased boost pressure requirement, which in turn limits the maximum power output.
  • the valve drive device is characterized in that a circular path arranged on a housing part of the internal combustion engine serves as a backdrop with a radius around the axis of rotation of the role of the transmission element of the controlled position-changeable support of the pivot lever, the control path of the pivot lever in the transition region between idle stroke curve and stroke curve with a is formed on a valve clearance in the Ven tiltriebvorraum ramp.
  • a stroke-variable valve train in which the pivoting lever (there called intermediate lever) is pivoted by an eccentric cam which has a storage area, so that it is reliable maximum gas exchange valve acceleration results where it is functionally expedient.
  • control cross-section (area under the valve lift curve) must be maximized for a given maximum opening time.
  • valve accelerations are clearly limited in terms of their maximum, minimum and curve in known valve trains of the type described above.
  • a maximum representable control cross-section and valve lift result from both boundary conditions - valve opening duration and limited valve acceleration.
  • variable-stroke valve train for a gas exchange valve of an internal combustion engine.
  • a stroke-variable valve train for a gas exchange valve of an internal combustion engine is proposed.
  • the internal combustion engine can be, for example, a gasoline engine or a diesel engine.
  • the stroke-variable valve train has a stroke adjustment with a working curve, which can be arranged at least in a first working position to set a partial stroke and in a second working position to set a maximum stroke, where the working curve has a maximum curve curvature in one area.
  • variable valve train has a stroke actuator which has an actuating contour for deflecting the stroke adjustment.
  • variable valve train has a lifting lever which can be deflected by means of the working curve and can thereby set a stroke of the gas exchange valve, wherein in particular the working curve of the deflected stroke adjustment when moving via a contact surface of the lifting lever can set the gas exchange valve.
  • the valve train is set up in the first working position and in the second working position to set the gas exchange valve with at least substantially the same, maximum valve acceleration.
  • the person skilled in the art can use tools known per se for optimizing the topology of drive components.
  • This procedure has proven to be more effective than a trail-and-error procedure, such as would be used, for example, in the iterative adaptation of an adjusting contour of the stroke actuator (for example the cam contour of a cam of the camshaft).
  • the contour of the individual components involved in the movement of the valves is usually influenced indirectly via the movement specifications (e.g. valve lift via cam angle).
  • the approach according to the invention includes the solution to a multivariate problem: in order to design the valve train according to the invention, the valve train must allow at least substantially the same maximum valve acceleration in the two working positions. To do this, the contours of the stroke actuator (actuator contour), the stroke adjustment (including the working curve), and the stroke lever must be coordinated.
  • valves In particular - regardless of the positioning of the working curve in the first or in the second working position - at a certain speed of the stroke actuator (for example the camshaft), the valves must be issued with the same maximum acceleration.
  • the stroke adjustment is an intermediate lever (also called a pivot lever), which on the one hand is slidably mounted on a backdrop of a backdrop and on the other hand has the working curve, the intermediate lever with a second adjusting device being displaceable along the backdrop.
  • an intermediate lever also called a pivot lever
  • the lifting lever there is an intermediate element such as, for example, a roller rocker arm, via which the working curve is operatively connected to the gas exchange valve.
  • a first adjusting device in particular a cam of a camshaft, is used to pivot the intermediate lever about a point close to the link against a spring force of a spring element.
  • a method for operating a stroke-variable valve train for a gas exchange valve of an internal combustion engine which is designed in particular according to an embodiment of the invention.
  • the method has at least the following steps: (i) determining an exhaust gas temperature and / or an expression of at least one other temperature parameter of the internal combustion engine; (ii) determining an operating mode to be switched, in particular a conventional operating mode or a Miller operating mode, as a function of the determined temperature; and (iii) switching the stroke adjustment into the first working position or into the second working position of the working curve as a function of the determined operating mode.
  • the invention is based, among other things, on the following consideration: in conjunction with a variable valve train, the opening period necessary for mill operation should be set at any time.
  • a conventional (non-Miller) operation (Otto cycle) is set with, at least almost, the maximum opening duration, in particular by setting the second working position of the stroke adjustment of the valve train.
  • the exhaust gas temperature and / or other relevant operating temperatures can be determined, for example, by a physical model and / or by a sensor.
  • Valve drives used in the applicant's products make it possible to shorten the opening time required to represent mill operation under conditions close to full load, but this can result in a serious reduction in the valve lift and thus the control cross section.
  • a valve train designed specifically for Millerbe leads to an improved Miller stroke profile. With a comparable opening time, the control cross-section is larger than before.
  • One challenge now is to enable a fully variable valve train designed for mill operation, even for larger control cross sections.
  • the full-stroke profile is also intended to enable non-miller operation with a slight increase in the boost pressure requirement in comparison with the current valve train.
  • valve train in particular is designed so that, for example, clearances and / or other functional aspects enable a higher lift than the maximum lift that can be represented with the Miller opening time.
  • the mill valve lift is not designed as the maximum valve lift of the system, but rather as a partial lift. If the nominal valve stroke is now increased beyond the Miller stroke, the opening duration and the control cross section increase until the functionally maximum stroke is reached. It is crucial, among other things, that the desired stroke adjustment up to the absolute maximum valve lift does not lead to an increase in valve acceleration that exceeds the permissible limits with regard to the course and maximum. Accordingly, the fully variable valve train is designed in such a way that the accelerations in the Miller valve lift range and from there to the absolute valve lift maximum are almost constant at a maximum. This ensures that both a conventional valve lift and a mill valve lift can release the maximum possible control cross-section and are mechanically robust.
  • the person skilled in the art can use known tools for the topology optimization of drive components.
  • the cam contour, the contour of the intermediate lever in the contact area with the cam and on the working curve, and the contact area of the roller drag lever with the working curve must be coordinated.
  • it is advisable to adapt the cam contour so that the existing valve train assembly can continue to be used unchanged in the narrower sense.
  • a valve train adapted in this way has further advantages due to the possibility of setting strokes and opening times above the defined mill valve stroke course.
  • the optimal Miller target opening time can vary.
  • the optimal opening time can now always be set according to these boundary conditions and the resulting operating strategy and always releases the best possible control cross-section.
  • valve train is to be installed as a common part in different engines with different peripherals and / or general operating strategy, this is possible without making changes to the kinematics.
  • the optimal opening time which differs depending on the motor, can be set without hardware changes and always releases the best possible control cross-section.
  • the working curve of the stroke adaptation has a maximum curve curvature in one area, the adjusting contour of the lifting actuator being set up to move the working curve in the first working position and in the second working position at a constant speed, as long as the contact surface of the lifting lever is in contact with the area of the maximum curve curvature of the working curve.
  • the area of maximum curvature is arranged at an edge of the lifting area, in particular the edge of the lifting area is the one which a contact element of the lifting lever on the working curve at the beginning and the lifting process happens.
  • the stroke region has an at least less, in particular not, curved region, which is in particular arranged directly adjacent to the region of maximum curvature.
  • a contact position of the lifting lever with the working curve when reaching the maximum stroke and / or a contact position of the lifting lever with the working curve when reaching the Miller stroke is arranged on the less curved region.
  • the valve train is set up to adapt an actuating point in time of the lift actuator, in particular by means of a variable camshaft control.
  • the engine in particular the engine control, has a sensor-based and / or model-based temperature detection device for detecting an exhaust gas temperature and / or at least one other temperature parameter of the internal combustion engine.
  • the valve train has a control unit for operating the valve train, which is in particular set up to handle different working positions To set the working curve.
  • the control unit can, for example, be part of a superordinate engine control, drive control or vehicle control device.
  • an earlier actuating point in time of the stroke actuator is set, in particular by means of a variable camshaft control.
  • Fig. 1 shows a section through a variable stroke valve train according to a playful embodiment of the invention.
  • Fig. 2 shows diagrams in which for one revolution of the camshaft of the variable valve train according to FIG. 1, the stroke of the gas exchange valve or the speed of the valve deflection or the acceleration during the valve deflection is plotted against a crank angle of the crankshaft when the valve train 1 with a
  • FIG. 3 shows the working curve of the valve train according to FIG. 1.
  • variable stroke valve train 1 shows a section through a stroke-variable valve train 1 in the installed position in a cylinder head 15 for an internal combustion engine, not shown, with a view of a first gas exchange valve actuation unit 3.
  • the gas exchange valve actuation unit 3 is for the actuation of equivalent gas exchange valves 2 intended.
  • the internal combustion engine has four cylinders in series, each with two gas exchange valves 2 having the same effect.
  • the arranged in the cylinder head 15 variable stroke valve train 1 has a stroke adjustment 4, an intermediate lever, which is mounted on the one hand with a non-numbered roller sliding on a slide track 6 of a link 7 and on the other hand has a working curve 8. As can be seen from FIG.
  • the working curve is divided into a base circle area Bg and a stroke area Bh, the work curve 8 having an area BKmax with a constant maximum curvature Kmax at least in part of the stroke area Bh.
  • the stroke region Bh has no or at least a lesser curvature.
  • the working curve 8 is connected via a lifting lever 9, a roller finger follower, with egg nem gas exchange valve 2 in such a way that the gas exchange valve 2 can be deflected along the drawn axis into a certain stroke h with a speed v and an acceleration a.
  • the roller rocker arm 9 is supported on the one hand on a shaft of the gas exchange valve 2 and on the other hand on a play compensation element 5, a hydraulic play compensation element.
  • a stroke actuator 10 also referred to as first actuating device 10
  • the positioning contour NK is defined by a radius profile around the pivot point of the cam 10 along the circumferential direction U10.
  • the intermediate lever 4 can be displaced with a second adjusting device 13, an eccentric disk of an eccentric shaft, along the slide track 6 via the roller supporting the intermediate lever 4 on the slide track 6.
  • a first working position A 1 for one Miller operation as well as a second working position A 2 for normal operation.
  • the eccentric contour is defined by a radius profile around the pivot point of the eccentric along the circumferential direction U13.
  • the second adjusting device 13 thus has a zero setting point for a zero stroke, a second setting point for partial stroke and a third setting point for a full stroke of the gas exchange valve 2.
  • Each set point is represented by a curve point of a segment of a circle of the eccentric disc, d. H. when the second actuating device 13 is rotated, the position of the intermediate lever 4 is shifted along the slide path 6, as a result of which a gas exchange valve stroke, which is effected by a rotation of the stroke actuator 10, can be changed.
  • Zero stroke means that the gas exchange valve 2 is shut down, which corresponds to a cylinder shutdown.
  • Partial stroke means that the gas exchange valve 2 has a gas exchange valve stroke less than a full stroke, such as in a mill operation.
  • Full stroke means the maximum possible valve stroke.
  • the second adjusting device 13 can also be replaced instead of a cam disc by linear adjusting devices which have different stops or detent devices, corresponding to the zero stroke, the partial stroke and the full stroke of the gas exchange valve 2.
  • the actuation can be electrical and / or mechanically or hydraulically. In the present exemplary embodiment, the actuation is carried out by an electric motor.
  • Stroke adjustment 4 (incl. The working curve 8), and the lifting lever 9 are coordinated with each other.
  • a common software tool for topology optimization of drive components was used for a corresponding adaptation of the valve train.
  • the cam contour NK, the contour of the intermediate lever in the contact area with the cam 10 and on the working curve 8, and the contact area were rich the roller rocker arm 9 matched to the work curve 8.
  • cam contour NK was suitably adapted so that the existing valve train assembly, the gas exchange valve actuation unit 3, can continue to be used unchanged.
  • cam contour NK - i.e. the radius profile of the cam 10 along the circumferential direction U10 - has to be adjusted in order to achieve the corresponding maximum accelerations amax for the person skilled in the art results in the individual case from the application known per se Software tool for topology optimization and from the requirements known in individual cases from the operating strategy of the engine.
  • a conventional (non-Miller) operation is set with, at least almost, the maximum opening duration, in particular by the second working position of the stroke adjustment of the valve train is set. This operating case is shown with solid lines in the diagrams.
  • the upper diagram shows the lower required stroke height hmill during mill operation - compared to the maximum stroke hmax.
  • a variable camshaft control (not shown in FIG. 1) ensures that, based on the crank angle, the largest stroke hmill takes place earlier in miller operation than the largest stroke hmax in normal operation.
  • the middle diagram shows that a lower maximum speed vmill of valve 2 is sufficient for mill operation when compared to the maximum speed vmax during normal operation.
  • a roller of the rocker arm 9 touches the working curve at the point hmill or at the point hmax, depending on the operating mode, that is to say in the area Bn.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen hubvariablen Ventiltrieb (1) für ein Gaswechselventil (2) einer Brennkraft-maschine, aufweisend eine Hubanpassung (4), insbesondere einen Zwischenhebel, mit einer Arbeitskurve (2), die zumindest in einer ersten Arbeitslage (A1) zur Stellung eines Teilhubs (hmill) und in einer zweiten Arbeitslage (A2) zur Stellung eines Maximalhubs (hmax) angeordnet werden kann, wobei die Arbeitskurve in einem Bereich (BKmax) eine maximale Kurvenkrümmung (Kmax) aufweist, einen Hubsteller (10), insbesondere einen Nocken einer Nockenwelle, der eine Stellkontur (NK) zum Auslenken der Hubanpassung aufweist, einen Hubhebel (9), insbesondere einen Rollenschlepphebel, der mittels der Arbeitskurve ausgelenkt werden und dadurch einen Hub (h) des Gaswechselventils stellen kann, wobei die Arbeitskurve der ausgelenkten Hubanpassung beim Verfahren über eine Kontaktfläche des Hubhebels das Gaswechselventil stellen kann, sowie ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs (1).

Description

Hubvariabler Ventiltrieb mit wenigstens zwei Arbeitslagen
Die Erfindung betrifft einen hubvariablen Ventiltrieb für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine sowie ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventil triebs für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine. Aufgrund der zunehmenden Anforderungen an einen niedrigen Kraftstoffverbrauch und eine niedrige Emissionierung wird immer mehr ein anfettungsfreier Betrieb im ganzen Motorkennfeld angestrebt. Eine Anwendung des Miller-Brennverfahrens leistet dabei einen wichtigen Beitrag. Druck und Temperatur des Gemisches im Zy linder zum Zündzeitpunkt können dadurch gezielt abgesenkt werden. Aufgrund der sich entsprechend reduzierenden Klopfneigung kann eine frühere Schwerpunktlage der Verbrennung eingestellt werden, beispielsweise mittels einer variablen Nocken wellensteuerung. Die entsprechende Absenkung der Abgastemperatur führt zu ei nem geringeren Anfettungsbedarf.
Die Miller-Brennkraftmaschine ist eine nach Miller benannte Brennkraftmaschine, bei der der Kraftstoff während des Ansaugvorganges in die angesaugte Luft einge bracht wird, was wie beim Ottomotor ein zündfähiges Gemisch im Zylinder ergibt.
Im Gegensatz zum Ottomotor zeichnet sich eine Miller-Brennkraftmaschine durch einen fünften Arbeitsschritt aus. Deshalb wird die Miller-Brennkraftmaschine auch als„Fünftakter" bezeichnet. Das Einlassventil wird schon während des Ansaugtak- tes geschlossen, was zu einer Expansion des Gemisches bis zum Ende des An saugtraktes führt. In der nachliegender Kompressionsphase ergeben sich geringere Druck und Temperatur im Brennraum beim Zündzeitpunkt. Dies reduziert die soge nannte Klopfneigung.
Die Folge dieser Änderungen sind geringere Abgastemperatur, weniger
Schadstoffe, und ein hoher Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine. Soll eine Brennkraftmaschine nach dem Miller-Brennverfahren betrieben werden, so darf die Einlassventilhubkurve eine bestimmte Öffnungsdauer nicht überschrei ten. Diese kurze Öffnungsdauer liegt deutlich unter denen von Brennkraftmaschi nen, die mit dem konventionellen Otto-Kreisprozess betrieben werden. Dadurch kommt es i.d.R. zu einem deutlich erhöhten Ladedruckbedarf, der wiederum die maximale Leistungsausbeute beschränkt.
Zum technischen Umfeld wird beispielsweise auf die europäische Patentschrift EP 1 387 928 B1 hingewiesen. Aus dieser ist eine Ventiltriebsvorrichtung zur vari ablen Hubverstellung eines Gaswechselventils einer Brennkraftmaschine bekannt, bei der das Gaswechselventil unter Zwischenschaltung eines Übertragungsele ments mit einer um eine Drehachse beweglichen Rolle in Verbindung steht und ei ner eine Leerhubkurve und eine Hubkurve umfassenden Steuerbahn in einem End bereich eines zur Hubbetätigung des Gaswechselventils von einer Nockenwelle ge steuerten Schwenkhebels, wobei der federbelastet über eine Kurvenbahn dem No cken zugeordneten Schwenkhebel andernends zur variablen Hubverstellung über einen mittels einer Verstelleinrichtung gesteuert lageveränderbaren und fixierbaren Schwingdrehpunkt längs einer Kreisbahn abgestützt ist. Die Ventiltriebsvorrichtung ist dadurch gekennzeichnet, dass eine an einem Gehäuseteil der Brennkraftma schine angeordnete Kreisbahn als Kulisse mit einem Radius um die Drehachse der Rolle des Übertragungselements der gesteuert lageveränderbaren Abstützung des Schwenkhebels dient, wobei die Steuerbahn des Schwenkhebels im Übergangsbe reich zwischen Leerhubkurve und Hubkurve mit einer auf ein Ventilspiel in der Ven tiltriebvorrichtung abgestellten Rampe ausgebildet ist.
Wenn man eine Brennkraftmaschine mit einem solchen Ventiltrieb mit einem Brennverfahren betreiben möchte, bei dem im Bereich maximaler Leistung ein re duzierter Gaswechselventilhub anliegt (Miller-Verfahren), nutzt man die Dynamik grenzen des Ventiltriebs nicht voll aus, da auch der maximale Gaswechselventilhub bei maximaler Drehzahl erreichbar sein muss.
Aus der DE 10 2015 214 1 15 A1 ist ein hubvariabler Ventiltrieb bekannt, bei wel chem der Schwenkhebel (dort Zwischenhebel genannt) durch einen Exzenter ge schwenkt wird, der einen Ablagebereich aufweist, sodass sich eine betriebssichere maximale Gaswechselventilbeschleunigung dort ergibt, wo sie funktional zweckmä ßig ist.
Um die Ladungswechselanforderungen bestmöglich zu erreichen, muss aber bei gegebener maximaler Öffnungsdauer der Steuerquerschnitt (Fläche unter der Ven- tilhubkurve) maximiert werden. Um bei der geforderten Motormaximaldrehzahl trotzdem einen mechanisch robusten Ventiltrieb zu erhalten, sind jedoch bei be kannten Ventiltrieben der oben beschriebenen Art die Ventilbeschleunigungen hin sichtlich ihres Maximums, Minimums und Verlaufs begrenzt. Aus beiden Randbe dingungen - Ventilöffnungsdauer und begrenzte Ventilbeschleunigung - ergibt sich ein maximal darstellbarer Steuerquerschnitt und Ventilhub.
Vor diesem Hintergrund ist es eine Aufgabe der Erfindung, einen hubvariablen Ventiltrieb für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine zu verbessern.
Diese Aufgabe wird gelöst durch einen hubvariablen Ventiltrieb mit den Merkmalen von Anspruch 1 sowie durch ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventil- triebs mit den Merkmalen von Anspruch 9. Die abhängigen Ansprüche betreffen vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung wird ein hubvariabler Ventiltrieb für ein Gas wechselventil einer Brennkraftmaschine vorgeschlagen. Die Brennkraftmaschine kann beispielsweise ein Ottomotor oder ein Dieselmotor sein. Der hubvariable Ventiltrieb weist eine Hubanpassung mit einer Arbeitskurve auf, die zumindest in einer ersten Arbeitslage zur Stellung eines Teilhubs und in einer zweiten Arbeitslage zur Stellung eines Maximalhubs angeordnet werden kann, wo bei die Arbeitskurve in einem Bereich eine maximale Kurvenkrümmung aufweist.
Zudem weist der variable Ventiltrieb einen Hubsteller auf, der eine Stellkontur zum Auslenken der Hubanpassung aufweist. Ferner weist der variable Ventiltrieb einen Hubhebel auf, der der mittels der Ar beitskurve ausgelenkt werden und dadurch einen Hub des Gaswechselventils stel len kann, wobei insbesondere die Arbeitskurve der ausgelenkten Hubanpassung beim Verfahren über eine Kontaktfläche des Hubhebels das Gaswechselventil stel- len kann.
Der Ventiltrieb ist dazu eingerichtet, in der ersten Arbeitslage und in der zweiten Ar beitslage das Gaswechselventil mit einer zumindest im Wesentlichen gleichen, ma ximalen Ventilbeschleunigung zu stellen.
Um den Ventiltrieb hierzu einzurichten, kann der Fachmann an sich bekannte Werkzeuge zur Topologieoptimierung von Antriebskomponenten verwenden. Die ses Vorgehen hat sich als zielführender erwiesen als eine Trail-and-Error Vorge hensweise, wie sie beispielsweise bei der iterativen Anpassung einer Stellkontur des Hubstellers (beispielsweise der Nockenkontur eines Nockens der Nockenwelle) verwendet würde. Die Kontur der einzelnen an der Bewegung der Ventile beteilig- ten Komponenten wird dabei normalerweise indirekt über die Bewegungsvorgaben (z.B. Ventilhub über Nockenwinkel) beeinflusst.
Vorliegend beinhaltet der erfindungsgemäße Ansatz die Lösung eines multivariaten Problems: zur erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Ventiltriebs muss dieser eine zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Ventilbeschleunigung in den beiden Arbeitslagen ermöglichen. Dazu müssen die Konturen des Hubstellers (Stellkon tur), der Hubanpassung (inkl. der Arbeitskurve), und des Hubhebels aufeinander abgestimmt werden.
Insbesondere müssen also - unabhängig von der Positionierung der Arbeitskurve in der ersten oder in der zweiten Arbeitslage - bei einer bestimmten Drehzahl des Hubstellers (beispielsweise der Nockenwelle) die Ventile mit einer gleichen maxi malen Beschleunigung ausgestellt werden.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung die Hubanpassung ein Zwischenhebel (auch Schwenkhebel genannt), der einerseits schiebebeweglich auf einer Kulissenbahn einer Kulisse gelagert ist und anderer seits die Arbeitskurve aufweist, wobei der Zwischenhebel mit einer zweiten Stell vorrichtung entlang der Kulissenbahn verschiebbar ist.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung der Hubhebel ein Zwischenelement wie beispielsweise ein Rollenschlepphebel, über das die Arbeitskurve mit dem Gaswechselventil in Wirkverbindung steht.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung der Hubsteller eine erste Stellvorrichtung, insbesondere ein Nocken einer Nockenwelle, zum Verschwenken des Zwischenhebels um einen kulissennahen Punkt gegen eine Federkraft eines Federelementes.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine, der insbesondere gemäß einer Ausführung der Erfindung ausgebildet ist, vorgeschlagen. Das Verfah ren weist zumindest die folgenden Schritte auf: (i) Ermitteln einer Abgastemperatur und/oder einer Ausprägung wenigstens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftmaschine; (ii) Ermitteln eines zu schaltenden Betriebsmodus, insbeson dere eines konventionellen Betriebsmodus oder eines Miller-Betriebsmodus, in Ab hängigkeit von der ermittelten Temperatur; und (iii) Schalten der Hubanpassung in die erste Arbeitslage oder in die zweite Arbeitslage der Arbeitskurve in Abhängig- keit von dem ermittelten Betriebsmodus.
Der Erfindung liegt unter anderem die folgende Überlegung zugrunde: In Verbin dung mit einem variablen Ventiltrieb soll die für den Millerbetrieb notwendige Öff nungsdauer zu jedem beliebigen Zeitpunkt eingestellt werden. Bei einer Volllastan forderung wird zuerst ein konventioneller (Nicht-Miller-) Betrieb (Otto-Kreisprozess) mit, zumindest nahezu, maximaler Öffnungsdauer eingestellt, insbesondere indem die zweite Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird.
Aufgrund der thermischen Trägheit der Bauteile wird die maximal zulässige Abgas temperatur erst mit einem Zeitversatz nach Beginn der Volllast erreicht und der niedrige Ladedruckbedarf der konventionellen Steuerzeiten wirkt sich auf Fahrbar keit und Leistungsausbeute positiv aus. Erst bei Erreichung der maximalen Abgas temperatur wird die Brennkraftmaschine auf den Millerbetrieb umgeschaltet, insbe sondere indem die erste Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird.
Die Abgastemperatur und/oder andere relevante Betriebstemperaturen können da bei beispielsweise durch ein physikalisches Modell und/oder durch einen Fühler be stimmt werden.
In Produkten der Anmelderin verwendete Ventiltriebe ermöglichen die zur Darstel- lung des Millerbetriebs benötigte Verkürzung der Öffnungsdauer unter volllastna hen Bedingungen, allerdings kann sich dadurch eine gravierende Verkleinerung des Ventilhubs und somit des Steuerquerschnitts ergeben. Ein gezielt auf Millerbe trieb ausgelegter Ventiltrieb führt hingegen zu einem verbesserten Millerhubprofil. Bei vergleichbarer Öffnungsdauer ergibt sich ein größerer Steuerquerschnitt als zu- vor. Eine Herausforderung besteht nun darin einen auf den Millerbetrieb ausgeleg ten vollvariablen Ventiltrieb auch für größerer Steuerquerschnitte zu befähigen. Das Vollhubprofil soll weiterhin einen Nicht-Millerbetrieb bei geringfügigem Anstieg des Ladedruckbedarfs im Vergleich mit dem aktuellen Ventiltrieb ermöglichen.
Die Erfindung basiert nun unter anderem auf der Idee, insgesamt einen optimalen Kompromiss zwischen Nicht-Miller- und Millerbetrieb zu erreichen, der die Vorteile der kombinierten Betriebsstrategie maximiert. Um möglichst auch eine optimale Ventilhubkurve für konventionellen Betrieb zu erreichen, wird insbesondere der Ventiltrieb so ausgelegt, dass beispielsweise Freigänge und/oder andere funktio nale Aspekte einen höheren Hub ermöglichen, als jener Maximalhub der mit der Miller-Öffnungsdauer dargestellt werden kann.
Der Millerventilhub wird nicht als maximaler Ventilhub des Systems ausgelegt, son dern als ein Teilhub. Wird der Sollventilhub nun über den Millerhub hinaus erhöht, steigt die Öffnungsdauer und der Steuerquerschnitt an, bis der funktional maximale Hub erreicht wird. Entscheidend ist unter anderem, dass es bei der angestrebten Hubverstellung bis hin zum absolut maximalen Ventilhub zu keiner Erhöhung der Ventilbeschleuni gung kommt, die hinsichtlich Verlauf und Maximum die zulässigen Grenzen über schreitet. Dementsprechend ist der vollvariable Ventiltrieb insbesondere so ausge legt, dass die Beschleunigungen im Miller-Ventilhubbereich und von da an bis zum absoluten Ventilhubmaximum nahezu konstant maximal sind. Damit wird sicherge stellt, dass sowohl ein konventioneller Ventilhub als auch Millerventilhub den maxi mal möglichen Steuerquerschnitt freigeben kann und dabei mechanisch robust ist.
Für eine entsprechende Anpassung des Ventiltriebs kann der Fachmann an sich bekannte Werkzeuge zur Topologieoptimierung von Antriebskomponenten verwen den. Zum Erreichen einer einander entsprechenden Maximalbeschleunigung müs sen die Nockenkontur, die Kontur des Zwischenhebels im Kontaktbereich mit dem Nocken und an der Arbeitskurve, sowie der Kontaktbereich des Rollenschlepphe bels mit der Arbeitskurve aufeinander abgestimmt werden. In der betrieblichen Pra xis der Anmelderin bietet es sich beispielsweise an, die Nockenkontur anzupassen, damit die bestehende Ventiltriebsbaugruppe im engeren Sinne unverändert weiter verwendet werden kann.
Ein derart angepasster Ventiltrieb weist durch die Möglichkeit, Hübe und Öffnungs dauern oberhalb des definierten Millerventilhubverlaufes zu stellen, noch weitere Vorteile auf.
Wird der Motor bei unterschiedlichen Randbedingungen (Temperatur, Höhe, etc...) betrieben, so kann die optimale Miller-Sollöffnungsdauer variieren. Die optimale Öffnungsdauer kann nun immer entsprechend dieser Randbedingungen und der sich daraus ergebenden Betriebsstrategie eingestellt werden und gibt dabei immer den bestmöglichen Steuerquerschnitt frei.
Soll der Ventiltrieb als Gleichteil in verschiedene Motoren mit unterschiedlicher Pe ripherie und/oder genereller Betriebsstrategie verbaut werden, so ist dies möglich, ohne Änderungen an der Kinematik vorzunehmen. Die sich je nach Motor unter scheidende optimale Öffnungsdauer kann ohne Hardwareänderungen eingestellt werden und gibt immer den bestmöglichen Steuerquerschnitt frei. Insbesondere bei einer konstanten maximalen Kurvenkrümmung weist gemäß ei ner Ausführung die Arbeitskurve der Hubanpassung in einem Bereich eine maxi male Kurvenkrümmung auf, wobei die Stellkontur des Hubstellers dazu eingerichtet ist, die Arbeitskurve in der ersten Arbeitslage und in der zweiten Arbeitslage mit konstanter Geschwindigkeit zu verfahren, solange die Kontaktfläche des Hubhe bels an dem Bereich der maximalen Kurvenkrümmung der Arbeitskurve anliegt.
Um die zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Beschleunigung des Gas wechselventils zu erreichen, ist gemäß einer Ausführung der Bereich maximaler Krümmung an einem Rand des Hubbereichs angeordnet, insbesondere ist der Rand des Hubbereichs derjenige, welchen ein Kontaktelement des Hubhebels an der Arbeitskurve zu Beginn und des Hubvorgangs passiert.
Um die zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Beschleunigung des Gas wechselventils zu erreichen, weist gemäß einer Ausführung der Hubbereich einen zumindest weniger, insbesondere nicht, gekrümmten Bereich auf, der insbeson- dere direkt angrenzend an den Bereich maximaler Krümmung angeordnet ist.
Insbesondere ist an dem weniger gekrümmten Bereich eine Kontaktposition des Hubhebels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Maximalhubs und/oder eine Kon taktposition des Hubhebels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Millerhubs ange ordnet. Um im Millerbetrieb den Ventilhub frühestmöglich ansteuern zu können, ist gemäß einer Ausführung der Ventiltrieb dazu eingerichtet, einen Stellzeitpunkt des Hub stellers anzupassen, insbesondere mittels einer variablen Nockenwellensteuerung.
Gemäß einer Ausführung weist der Motor, insbesondere die Motorsteuerung, eine sensorbasierte und/oder modellbasierte Temperaturerfassungseinrichtung zur Er- fassung einer Abgastemperatur und/oder wenigstens eines anderen Temperaturpa rameters der Brennkraftmaschine auf.
Gemäß einer Ausführung weist der Ventiltrieb eine Steuereinheit zum Betrieb des Ventiltriebs, die insbesondere dazu eingerichtet ist, verschiedene Arbeitslagen der Arbeitskurve zu stellen. Die Steuereinheit kann beispielsweise ein Teil einer über geordneten Motorsteuerung, Antriebssteuerung oder Fahrzeugsteuereinrichtung sein.
Gemäß einer Ausführung wird bei einem Schalten des Miller-Betriebsmodus ein früherer Stellzeitpunkt des Hubstellers eingestellt, insbesondere mittels einer vari ablen Nockenwellensteuerung.
Weitere Vorteile und Anwendungsmöglichkeiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung im Zusammenhang mit den Figuren.
Fig. 1 zeigt einen Schnitt durch einen hubvariablen Ventiltrieb nach einer bei spielhaften Ausführung der Erfindung.
Fig. 2 zeigt Diagramme, in welchen für eine Umdrehung der Nockenwelle des hubvariablen Ventiltriebs nach Fig. 1 der Hub des Gaswechselventils bzw. die Geschwindigkeit der Ventilauslenkung bzw. die Beschleuni gung bei der Ventilauslenkung jeweils gegen einen Kurbelwinkel der Kurbelwelle aufgetragen ist, wenn der Ventiltrieb nach Fig. 1 mit einem
Verfahren gemäß einer beispielhaften Ausführung der Erfindung betrie ben wird.
Fig. 3 zeigt die Arbeitskurve des Ventiltriebs nach Fig. 1 .
Fig. 1 zeigt einen Schnitt durch einen hubvariablen Ventiltrieb 1 in Einbaulage in ei- nem Zylinderkopf 15 für eine nicht dargestellte Brennkraftmaschine, mit Blick auf eine erste Gaswechselventil-Betätigungseinheit 3. Die Gaswechselventil-Betäti- gungseinheit 3 ist für die Betätigung von gleichwirkenden Gaswechselventilen 2 vorgesehen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel weist die Brennkraftmaschine vier Zylinder in Reihe auf, mit jeweils zwei gleichwirkenden Gaswechselventilen 2. Der in dem Zylinderkopf 15 angeordnete hubvariable Ventiltrieb 1 weist eine Hubanpassung 4, einen Zwischenhebel, auf, der einerseits mit einer nicht beziffer ten Rolle schieberollbeweglich auf einer Kulissenbahn 6 einer Kulisse 7 gelagert ist und andererseits eine Arbeitskurve 8 aufweist. Wie der Fig. 3 zu entnehmen ist, ist die Arbeitskurve einen Grundkreisbereich Bg und einen Hubbereich Bh aufgeteilt, wobei die Arbeitskurve 8 zumindest in einem Teil des Hubbereichs Bh einen Bereich BKmax mit einer gleichbleibenden maxima len Krümmung Kmax aufweist. In einem weiteren, daran angrenzenden Bereich Bn weist der Hubbereich Bh keine oder zumindest eine geringere Krümmung auf. Die Arbeitskurve 8 steht über einen Hubhebel 9, einen Rollenschlepphebel, mit ei nem Gaswechselventil 2 derart in Wirkverbindung, dass das Gaswechselventil 2 entlang der eingezeichneten Achse in einen bestimmten Hub h mit einer Geschwin digkeit v und einer Beschleunigung a ausgelenkt werden kann.
Der Rollenschlepphebel 9 ist einerseits auf einem Schaft des Gaswechselventils 2 und andererseits auf einem Spielausgleichselement 5, einem hydraulischen Spielausgleichselement, abgestützt.
Ferner ist ein Hubsteller 10 (auch als erste Stellvorrichtung 10 bezeichnet), ein No cken einer Nockenwelle, mit einer Stellkontur NK (= Nockenkontur) zum Schwen ken des Zwischenhebels 4 um einen kulissennahen Punkt 1 1 , einen Drehmittel- punkt der auf der Kulissenbahn 6 abgestützten Rolle, gegen eine Federkraft eines Federelementes 12 vorgesehen. Die Stellkontur NK definiert sich durch ein Radi usprofil um den Drehpunkt des Nockens 10 entlang der eingezeichneten Umfangs richtung U10.
Der Zwischenhebel 4 ist mit einer zweiten Stellvorrichtung 13, eine Exzenter- scheibe einer Exzenterwelle, entlang der Kulissenbahn 6 über die den Zwischenhe bel 4 auf der Kulissenbahn 6 abstützenden Rolle verschiebbar. Entsprechend einer Exzenterkontur der zweiten Stellvorrichtung 13 an der Zwischenhebel 4 zwischen einer nicht eingezeichneten Null-Arbeitslage, einer ersten Arbeitslage A 1 für einen Millerbetrieb sowie einer zweiten Arbeitslage A 2 für eine Normalbetrieb verscho ben werden. Die Exzenterkontur definiert sich durch ein Radiusprofil um den Dreh punkt des Exzenters entlang der eingezeichneten Umfangsrichtung U13.
Zur Funktionsweise des hubvariablen Ventiltriebs 1 an sich wird auch auf die inter- nationale Patentanmeldung WO 2002/092972 A1 hingewiesen.
Die zweite Stellvorrichtung 13 weist also einen Null-Einstellpunkt für einen Nullhub, einen zweiten Einstellpunkt für Teilhub und einen dritten Einstellpunkt für einen Vollhub des Gaswechselventils 2 auf. Jeder Einstellpunkt ist durch einen Kurven punkt eines Kreissegmentes der Exzenterscheibe dargestellt, d. h. beim Verdrehen der zweiten Stellvorrichtung 13 wird der Zwischenhebel 4 in seiner Lage entlang der Kulissenbahn 6 verschoben, wodurch ein Gaswechselventilhub, der durch eine Drehung des Hubstellers 10 erfolgt, veränderbar ist.
Nullhub bedeutet, dass das Gaswechselventil 2 stillgelegt ist, was einer Zylinderab schaltung entspricht. Teilhub bedeutet, dass das Gaswechselventil 2 einen Gas- wechselventilhub kleiner als einen Vollhub aufweist, wie beispielsweise bei einem Millerbetrieb. Vollhub bedeutet den maximal möglichen Ventilhub.
In weiteren Ausführungsbeispielen kann die zweite Stellvorrichtung 13 anstelle ei ner Kurvenscheibe auch durch lineare Stelleinrichtungen ersetzt werden, die unter schiedliche Anschläge bzw. Rasteinrichtungen aufweisen, entsprechend dem Null- hub, dem Teilhub und dem Vollhub des Gaswechselventils 2. Die Betätigung kann hierbei elektrisch und/oder mechanisch oder hydraulisch erfolgen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel erfolgt die Betätigung elektromotorisch.
Um zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Ventilbeschleunigung in der ers ten Arbeitslage A1 und der zweiten Arbeitslage A2 zu ermöglichen, wurden beim Design des Ventiltriebs 1 die Konturen des Hubstellers (Stellkontur NK), der
Hubanpassung 4 (inkl. der Arbeitskurve 8), und des Hubhebels 9 aufeinander ab gestimmt. Im Ausführungsbeispiel wurde für eine entsprechende Anpassung des Ventiltriebs ein gängiges Software-Werkzeug zur Topologieoptimierung von Antriebskompo nenten verwendet. Zum Erreichen einer einander entsprechenden Maximalbe schleunigung amax bzw. -amax in der ersten Arbeitslage A1 und in der zweiten Ar beitslage A2 wurden die Nockenkontur NK, die Kontur des Zwischenhebels im Kon taktbereich mit dem Nocken 10 und an der Arbeitskurve 8, sowie der Kontaktbe reich des Rollenschlepphebels 9 mit der Arbeitskurve 8 aufeinander abgestimmt.
Im Ausführungsbeispiel wurde dabei lediglich die Nockenkontur NK geeignet ange passt, damit die bestehende Ventiltriebsbaugruppe, die Gaswechselventil-Betäti- gungseinheit 3, unverändert weiterverwendet werden kann.
Wie im einzelnen Anwendungsfall die Nockenkontur NK - also das Radiusprofil des Nocken 10 entlang der Umfangsrichtung U10 - angepasst werden muss, um die ei nerlei entsprechenden Maximalbeschleunigungen amax zu erreichen, ergibt sich für den Fachmann im Einzelfall aus der an sich bekannten Anwendung eines an sich bekannten Software-Werkzeugs zur Topologieoptimierung und aus den im Einzelfall bekannten Anforderungen aus der Betriebstrategie des Motors.
Nachfolgend ist anhand von Fig. 2 eine Ausführung eines Verfahrens nach einer beispielhaften Ausführung der Erfindung erläutert.
Die Fig. 2 zeigt drei Diagramme: im oberen Diagramm ist der Hub h über den Kur belwinkel KW eingetragen, im mittleren Diagramm ist die Hubgeschwindigkeit v über den Kurbelwinkel KW eingetragen und im unteren Diagramm ist die Hubbe schleunigung a über den Kurbelwinkel KW eingetragen.
In jedem der drei Diagramme ist die entsprechende Größenentwicklung h, v, a über den Kurbelwinkel zum einen für einen Maximalhub hmax (durchgezogene Linie) und zum anderen für einen Millerhub (Teilhub; Strichlinie) eingetragen.
Bei einer Volllastanforderung wird zuerst ein konventioneller (Nicht-Miller-) Betrieb mit, zumindest nahezu, maximaler Öffnungsdauer eingestellt, insbesondere indem die zweite Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird. Dieser Betriebsfall ist mit durchgezogenen Linien in den Diagrammen dargestellt.
Erst bei einem Erreichen einer maximalen Abgastemperatur T (siehe exemplari sche Eintragung in Fig. 1 im Brennraum; wird im Ausführungsbeispiels modellba- siert ermittelt) wird die Brennkraftmaschine auf den Millerbetrieb umgeschaltet, ins besondere indem die erste Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs einge stellt wird. Dieser Betriebsfall ist mit Strichlinien in den Diagrammen dargestellt.
Dem oberen Diagramm (Hubdiagramm) ist zum einen die geringere benötigte Hub höhe hmill beim Millerbetrieb - verglichen mit den Maximalhub hmax - zu entneh- men. Zum anderen sorgt eine in Fig. 1 nicht dargestellte variable Nockenwellen steuerung dafür, dass bezogen auf den Kurbelwinkel beim Millerbetrieb der größte Hub hmill früher erfolgt als bei Normalbetrieb der größte Hub hmax.
Dem mittleren Diagramm (Geschwindigkeitsdiagramm) ist zu entnehmen, dass für den Millerbetrieb eine geringere maximale Geschwindigkeit vmill des Ventils 2 beim Stellen ausreicht - verglichen mit der maximalen Geschwindigkeit vmax beim Nor malbetrieb.
Dem unteren Diagramm (Beschleunigungsdiagramm) ist die Anpassung der No ckenkontur NK gemäß diesem Ausführungsbeispiel der Erfindung zu entnehmen: sowohl für den Normalbetrieb als auch für den Millerbetrieb sind die größten Be- schleunigungen amax bzw. -amax identisch. In denjenigen Kurbelwinkel-Bereichen, in denen im Beschleunigungsdiagramm die größten Beschleunigungen amax bzw. -amax ausgewiesen werden, rollt die Arbeitskurve 8 in ihrem Bereich maximaler Krümmung BKmax an dem Rollenschlepphebel 9 ab.
Wie der Figur 3 zu entnehmen ist, berührt eine Rolle des Rollenschlepphebels 9 die Arbeitskurve je nach Betriebsart am Punkt hmill oder am Punkt hmax, also je weils im Bereich Bn. BEZUGSZEICHENLISTE
1 Ventiltrieb
2 Gaswechselventil
3 Gaswechselventil-Betätigungseinheit
4 Hubanpassung (insbesondere Zwischenhebel)
5 Spielausgleichselement
6 Kulissenbahn
7 Kulisse
8 Arbeitskurve
9 Hubhebel (insbesondere Rollenschlepphebel)
10 erste Stellvorrichtung (insbesondere Nocken einer Nockenwelle) 1 1 kulissennaher Punkt
12 Federelement
13 zweite Stellvorrichtung (insbesondere Exzenterscheibe)
15 Zylinderkopf
A1 erste Arbeitslage der Hubanpassung
A2 zweite Arbeitslage der Hubanpassung
a Beschleunigung des Gaswechselventils
Bg Grundkreisbereich der Arbeitskurve
Bh Hubbereich der Arbeitskurve
BKmax Bereich einer maximalen Krümmung der genutzten Arbeitskurve h Hub des Gaswechselventils
hmax Maximalhub
hmill Millerhub
Kmax maximale Krümmung der Arbeitskurve
KW Kurbelwinkel der Brennkraftmaschine
NK Stellkontur (insbesondere Nockenkontur) der ersten Stellvorrichtung OT oberer Totpunkt
Phmax Kontaktposition bei hmax
Phmill Kontaktposition bei hmill
UT unterer Totpunkt
U10 Umfangsrichtung der ersten Stellvorrichtung U13 Umfangsrichtung der zweiten Stellvorrichtung v Geschwindigkeit des Gaswechselventils

Claims

ANSPRÜCHE
1. Hubvariabler Ventiltrieb (1 ) für ein Gaswechselventil (2) einer Brennkraft maschine, aufweisend:
- eine Hubanpassung (4), insbesondere einen Zwischenhebel, mit einer Ar beitskurve (8), die zumindest in einer ersten Arbeitslage (A1 ) zur Stellung ei nes Teilhubs (hmill) und in einer zweiten Arbeitslage (A2) zur Stellung eines Maximalhubs (hmax) angeordnet werden kann, wobei die Arbeitskurve einen Hubbereich (Bh) und einen Grundkreisbereich (Bg) aufweist,
- einen Hubsteller (10), insbesondere einen Nocken einer Nockenwelle, der eine Stellkontur (NK) zum Auslenken der Hubanpassung aufweist,
- einen Hubhebel (9), insbesondere einen Rollenschlepphebel, der mittels der Arbeitskurve ausgelenkt werden und dadurch einen Hub (h) des Gaswechsel ventils stellen kann,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Ventiltrieb dazu eingerichtet ist, in der ersten Arbeitslage und in der zwei ten Arbeitslage das Gaswechselventil mit einer zumindest im Wesentlichen gleichen maximalen Ventilbeschleunigung (amax, -amax) zu stellen.
2. Ventiltrieb gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass
die Stellkontur des Hubstellers dazu eingerichtet ist, die Arbeitskurve in der ersten Arbeitslage und in der zweiten Arbeitslage mit zumindest im Wesentli chen konstanter Geschwindigkeit zu verfahren, solange die Kontaktfläche des Hubhebels an einem Bereich (BKmax) der maximalen Kurvenkrümmung der Arbeitskurve anliegt beziehungsweise über diesen Bereich (BKmax) hinaus im Hubbereich (Bh) bewegt wird.
3. Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
der Bereich (BKmax) maximaler Krümmung an einem Rand des Hubbereichs (Bh) angeordnet ist.
4. Ventiltrieb gemäß Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass
der Rand des Hubbereichs (Bh) derjenige ist, welchen ein Kontaktelement des Hubhebels (9) an der Arbeitskurve (8) zu Beginn und des Hubvorgangs passiert.
5. Ventiltrieb gemäß einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
der Hubbereich einen zumindest weniger, insbesondere nicht, gekrümmten Bereich (Bn) aufweist.
6. Ventiltrieb gemäß Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass
der weniger gekrümmte Bereich (Bn) zumindest direkt angrenzend an den Bereich (BKmax) maximaler Krümmung angeordnet ist.
7. Ventiltrieb gemäß Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass
an dem weniger gekrümmten Bereich (Bn) eine Kontaktposition des Hubhe bels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Maximalhubs (hmax) und/oder eine Kontaktposition des Hubhebels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Millerhubs (hmill) angeordnet ist.
8. Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
- die Hubanpassung ein Zwischenhebel ist, der einerseits schiebebeweglich auf einer Kulissenbahn (6) einer Kulisse (7) gelagert ist und andererseits die Arbeitskurve aufweist, wobei der Zwischenhebel mit einer zweiten Stellvor richtung (13) entlang der Kulissenbahn verschiebbar ist, und/oder
- der Hubhebel ein Zwischenelement wie beispielsweise ein Rollenschlepphe bel ist, über das die Arbeitskurve mit dem Gaswechselventil in Wirkverbin dung steht, und/oder
- der Hubsteller eine erste Stellvorrichtung zum Verschwenken der Huban passung um einen kulissennahen Punkt (1 1 ) gegen eine Federkraft eines Fe derelementes (12) ist, insbesondere ein Nocken einer Nockenwelle.
9. Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
der Ventiltrieb dazu eingerichtet ist, einen Stellzeitpunkt des Hubstellers an zupassen, insbesondere mittels einer variablen Nockenwellensteuerung.
10. Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
der Motor eine sensorbasierte und/oder modellbasierte Temperaturerfas sungseinrichtung zur Erfassung einer Abgastemperatur (T) und/oder wenigs tens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftmaschine aufweist.
1 1 . Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine Steuereinheit zum Betrieb des Ventiltriebs.
12. Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs (1 ), der insbeson dere gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche ausgebildet ist, für ein Gaswechselventil (2) einer Brennkraftmaschine, zumindest aufweisend den Schritt:
- Ermitteln einer Abgastemperatur (T) und/oder einer Ausprägung wenigstens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftmaschine,
gekennzeichnet durch die Schritte:
- Ermitteln eines zu schaltenden Betriebsmodus, insbesondere eines konven tionellen Betriebsmodus oder eines Miller-Betriebsmodus, in Abhängigkeit von der ermittelten Temperatur, und
- Schalten der Hubanpassung (4) in die erste Arbeitslage (A1 ) oder in die zweite Arbeitslage (A2) der Arbeitskurve (2) in Abhängigkeit von dem ermittel ten Betriebsmodus.
13. Verfahren gemäß Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass bei einem Schalten des Miller-Betriebsmodus ein früherer Stellzeitpunkt des Hubstellers eingestellt wird.
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