WO1995028553A1 - Brennkraftmaschine mit flachstössel - Google Patents

Brennkraftmaschine mit flachstössel Download PDF

Info

Publication number
WO1995028553A1
WO1995028553A1 PCT/DE1995/000516 DE9500516W WO9528553A1 WO 1995028553 A1 WO1995028553 A1 WO 1995028553A1 DE 9500516 W DE9500516 W DE 9500516W WO 9528553 A1 WO9528553 A1 WO 9528553A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
internal combustion
combustion engine
camshaft
rotation
speed
Prior art date
Application number
PCT/DE1995/000516
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Reiner Walter
Original Assignee
Korostenski, Erwin
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Korostenski, Erwin filed Critical Korostenski, Erwin
Priority to AU23026/95A priority Critical patent/AU2302695A/en
Publication of WO1995028553A1 publication Critical patent/WO1995028553A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/356—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear making the angular relationship oscillate, e.g. non-homokinetic drive

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine with flat tappets and, in particular, to an internal combustion engine with at least one camshaft for controlling gas exchange control elements which are operated via flat tappets with a dimension D tangential to the running direction of the cam.
  • Fig. 5 shows the relationship between the stroke and cam shape of a cam in connection with a flat tappet.
  • the rotation of the cam has been replaced by pivoting the plunger in the opposite direction when the cam is stationary.
  • the cam shape is the envelope of the slide sliding surface.
  • the cam drive can be replaced by thrust cams, the joint of which coincides with the center of curvature M of the cam contour that belongs to the contact point B, x '(rotated vector) and x' 'depend on the crank length (r ⁇ ) and the position of the currently valid thrust crank .
  • a large cup tappet diameter leads to a very large mass of the cup tappet, the diameter of the tappet being essentially square in the mass of the cup tappet.
  • the large mass of the bucket tappet in turn requires a high spring force of the valve spring, which results in increased pressure forces between the tappet and the cam.
  • variable valve control is known from the prior art, which will be explained below with reference to FIG. 6.
  • a drive shaft 101 arranged coaxially with the camshaft 109 is connected via a dowel pin to a circular pin holding element 103 which receives a first pin 104.
  • This first pin 104 is offset from the axis of the drive shaft 101 so that it rotates around the axis of the drive shaft 101 when the drive shaft 101 rotates.
  • the drive shaft 101 is driven via the crankshaft.
  • the first pin 104 is connected to an intermediate member 106 via a first sliding block 105 and is slidably received in a radially extending recess of this intermediate member 106.
  • a second sliding block 107 is slidably received, in which a second pin 108 is guided.
  • the second pin 108 is positively connected to the camshaft 109 and also offset from the common axis of rotation of the camshaft 109 and the drive shaft 101, so that it also describes a circle about this axis of rotation when the camshaft 109 rotates.
  • the rotation of the drive shaft 101 thus generates a rotation of the intermediate member 106 via the first pin 104 and the first sliding block 105, the rotation of which is transmitted to the camshaft 109 via the second sliding block 107 and the second pin 108.
  • the intermediate member 106 is radially displaceable relative to the common axis of rotation of the drive shaft 101 and the camshaft 109 via a control sleeve 110 such that an eccentricity arises between the intermediate member 106 and this common axis of rotation of the drive shaft 101 and the camshaft 109.
  • the kinematics described above is used in the known control system in such a way that by appropriately changing the eccentricity of the intermediate member 106 ′′ at an assumed constant rotational speed of the drive shaft 101, the opening phase of the valves can be shortened in that the cam elevation with respect its position on the camshaft is placed in an area in which the camshaft 109 rotates faster than the drive shaft 101. If the eccentricity is now reduced to zero, the camshaft rotates uniformly with respect to the drive shaft, as a result of which the opening duration is extended compared to the case described above . If the intermediate link is moved further so that an eccentricity occurs in the opposite direction, the cam on the camshaft passes through the corresponding rotation range again more slowly and the opening time is extended.
  • the invention has for its object to design an internal combustion engine with tappets so that a large valve opening cross section and a large valve lift can be realized with short valve opening times and small tappet diameter.
  • the non-uniform drive of the camshaft in particular the momentary increase in the rotational speed of the camshaft, which was used in the prior art essentially for shortening or lengthening the valve opening durations based on a cam profile designed for the medium speed, is used in the internal combustion engine according to the invention, to achieve a maximum valve opening cross-section and a maximum valve lift with the smallest possible tappet diameter and a short opening duration of the valves.
  • a cam profile is designed such that the desired one Opening cross section or the desired cam stroke is reached. Due to the small bucket tappet diameter, the desired cam stroke can only be achieved with a cam profile that results in an extremely long opening time for the valves.
  • a camshaft provided with cams of this cam profile is now subjected to an increase in the instantaneous rotational speed compared to the mean rotational speed during the actuation of the valves in such a way that an actual opening speed is reached which would require a deflection which would be greater than at a corresponding mean rotational speed of the camshaft the radius of the tappet.
  • the increase in the instantaneous rotational speed of the camshaft used in this way thus eliminates the previously insurmountable relationship between the possible opening speed of the valves and the bucket tappet diameter.
  • Cup tappet diameter is required.
  • cup tappets can be used according to the invention, which are significantly reduced in diameter. The resulting reduced inertia forces of the valve train place significantly lower demands on the valve springs.
  • the area of the cylinder bore corresponds to be optimally used with regard to multi-valve engines.
  • cup tappets of the same size can be used, since the corresponding valve lift and thus the opening cross section is not limited by the diameter of the tappet.
  • the invention also offers advantages with regard to the wear behavior of the valve train.
  • the long opening time of the actually executed pimple allows a relatively large radius at the tip of the cam, as a result of which the surface pressure is reduced.
  • a further reduction in the surface pressure results from the fact that, due to the small bucket tappet diameter and the resulting low mass of the bucket tappet, soft valve springs can be used.
  • the high relative speed between the cam and the tappet ensures optimal hydrodynamic lubrication.
  • FIG. 2 is a partially sectioned side view of the embodiment of FIG. 1, 3 is a section along the line AA in FIG. 2,
  • FIG. 4 is a top view of the embodiment of FIG. 1;
  • Fig. 5 shows the relationship between stroke and cam shape of a cam in connection with a flat tappet
  • FIG. 6 is an illustration of a known control device.
  • a drive shaft 56 is positioned on a first axis of rotation 55
  • connection to the crankshaft can also be established by a gear set, by vertical shafts or by a chain.
  • a gear set On the drive shaft 56 is a
  • the drive wheel 53 arranged in a rotationally fixed manner by means of a feather key.
  • the drive wheel 53 has a bore 53A, which is a certain offset from the first
  • a first drive pin .51 is received in this bore 53A.
  • the drive shaft makes one complete revolution every two crankshaft revolutions.
  • a circular intermediate member 60 points in the middle. a recess 61 which is substantially circular and has an inner diameter which is larger than the outer diameter of the drive shaft 56.
  • the recess 61 opens into two diametrically opposite guides 61A and 61B, which serve to guide a first sliding block 54 and a second sliding block 57.
  • the first drive pin 51 is guided in the first slide block 54 and the second drive pin 52 is guided in the second slide block 57.
  • This second drive pin 52 is received in a bore 58A of a gear 58 serving as a transmission element, which is offset with respect to the first axis of rotation 55.
  • the gear 58 is rotatably mounted on the drive shaft 56 and axially secured by a snap ring.
  • crankshaft (not shown), the toothed belt 49, the pulley 50, the drive shaft 56, the drive wheel 53, the first drive pin 51, the first sliding block 54, the intermediate member 60, the second sliding block 57, the second Drive pin 52 and gear 58 transmit rotational motion to camshaft gear 59 which is in mesh with gear 58.
  • the gear 58 and the second drive pin 52 form a second drive element that moves synchronously with the camshaft.
  • the intermediate member 60 is rotatably supported in an actuating element 70.
  • the actuating element 70 has a circular bore 71 corresponding to the outer diameter of the intermediate member 60. Furthermore, a first recess 74 and a second recess 75 are provided in the actuating element 70, in which a first eccentric sliding block 82 and a second eccentric sliding block 92 are slidably received. These eccentric sliding blocks 82 and 92 can be moved via eccentrics 80 and 90 arranged on eccentric shafts 81 and 91, respectively.
  • the actuating element 70 is guided in a guide 25 of a control housing 20 such that it can be moved back and forth in a plane perpendicular to the cylinder head deck. The position of the actuating element 70 in this plane is clearly defined by the position of the two eccentrics 80 and 90.
  • the guidance in the axial direction of the first axis of rotation 55 is ensured by the side walls of the guidance 25.
  • Actuating element 70 and move this within the guide 25 of the control housing 20.
  • the intermediate member 60 mounted in the actuating element 70 is displaced with respect to the first axis of rotation 55, as a result of which the engagement radii of the first drive pin 51 and the second drive pin 53 change during the rotation of the intermediate member 60 .
  • the drive shaft 56 is mounted on a bearing block 21 and a bearing cover 22.
  • the bearing block 21 is made of the same material as the control housing 20.
  • the drive shaft 56 can also be mounted separately.
  • the bearing of the eccentric shafts 81 and 91 can also be integrated in the control housing 20.
  • the bearing block 21 is designed such that it serves as a bearing cover for the camshaft bearing with its underside. It can thus be used to fasten the bearing cover 22 setscrews which extend through the bearing block 21 into the bearing block for the camshaft (not shown).
  • the components described can be a completely pre-assembled unit in or on the control housing 20 are provided, which can be placed on an existing cylinder head (not shown).
  • the actuating element 70 can also be moved only via an eccentric.
  • appropriate guides must be provided, which determine the direction of displacement.
  • the displacement can also be carried out by other components, for example by a toothed wheel interacting with a toothed rack.
  • the actuating element 70 is not arranged to be displaceable, but instead has a constant eccentricity with respect to the first axis of rotation 55.
  • the components provided in the exemplary embodiment described for displacing the actuating element 70 for example the eccentrics 80, 90 and the eccentric shafts 81, 91, can be omitted in this case.
  • the space that is freed up in this way can be used to enable greater eccentricity or, by appropriate dimensioning, the increasing mechanical stresses at high speeds and large eccentricities can be taken into account.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit mindestens einer Nockenwelle (1) zum Steuern von Gaswechselsteuerungselementen (8), die über Flachstößel (9) mit einer Abmessung D tangential zur Laufrichtung des Nockens (2) betrieben werden. Die Nockenwelle (1) ist derart angetrieben, das sie dann eine vollständige Umdrehung um 360° ausführt, wenn die Brennkraftmaschine eine ganzzahlige Anzahl von vollständigen Umdrehungen ausführt, wodurch sich ein mittleres Übersetzungsverhältnis zwischen der Drehzahl der Nockenwelle (1) und der Drehzahl der Brennkraftmaschine ergibt. Desweiteren ist eine Steuereinrichtung vorgesehen, die die momentane Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle (1) gegenüber einer sich aus dem mittleren Übersetzungsverhältnis und der Drehzahl der Brennkraftmaschine ergebenden mittleren Drehgeschwindigkeit während der Betätigtung der Gaswechselsteuerungselemente (8) erhöht. Die momentane Drehgeschwindigkeit weist erfindungsgemäß einen Wert auf, der bei der entsprechenden mittleren Drehgeschwindigkeit eine Auslenkung (x') des Berührungspunktes (B) zwischen dem Nocken (2) und dem Flachstößel (9) erfordern würde, die größer ist als D/2.

Description

Brennkraftmaschine mit Flachstößel
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit Flachstößeln und insbesondere eine Brennkraftmaschine mit mindestens einer Nockenwelle zum Steuern von Gaswechselsteuerungselementen, die über Flachstößel mit einer Abmessung D tangential zur Laufrichtung des Nockens betrieben werden.
Flachstößel, insbesondere Tassenstößel, zählen bei modernen Verbrennungsmotoren zu den bevorzugten Übertragungselementen zwischen Nockenwelle und Ventil. Grund hierfür ist die hohe Steifigkeit eines mit Tassenstößel versehenen Ventiltriebs. Andererseits weisen Motoren mit Tassenstößeln einen Nachteil auf, der im folgenden anhand der Fig. 5 erläutert werden soll.
Fig. 5 zeigt den Zusammenhang zwischen Hubverlauf und Nockenform eines Nockens in Verbindung mit einem Flachstößel. Zur Darstellung ist die Drehung des Nockens durch eine Schwenkung des Stößels im Gegensinn bei stehendem Nocken ersetzt worden. Die Nockenform ist die Einhüllende der Stößelgleitfläche. Man kann für kinematische Untersuchungen den Nockentrieb durch Schubkurben ersetzen, deren Gelenk mit dem jeweils zum Berührungspunkt B gehörigen Krümmungsmittelpunkt M der Nockenkontur zusammenfällt, x' (gedrehter Vektor) und x' ' hängen von Kurbellänge (r^) und Stellung der gerade gültigen Schubkurbel ab.
Es ist ersichtlich, das die Entfernung des Nockenberührungspunktes B von der Stößelmitte der
Geschwindigkeit proportional ist. Der Stößeldurchmesser muß somit der größten Hubgeschwindigkeit angepaßt sein, d.h., bei einer gegebenen Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle hängt die maximal mögliche Öffnungsgeschwindigkeit des Ventils von dem Durchmesser des Tassenstößels ab.
Dieser kinematische Zusammenhang erweist sich bei der Motorenauslegung als gravierendes Problem. Ein effektiver Ladungswechsel erfordert ein möglichst schnelles Öffnen und Schließen der Ventile. Dies führt zwangsläufig dazu, daß hohe Ventilöffnungsgeschwindigkeiten angestrebt werden, die, wie oben gezeigt, einen großen Durchmesser des Tassenstößels erforderlich machen.
Ein großer Tassenstößeldurchmesser führt jedoch zu einer sehr großen Masse des Tassenstößels, wobei der Durchmesser des Stößels im wesentlichen quadratisch in die Masse des Tassenstößels eingeht. Die große Masse des Tassenstößels macht wiederum eine große Federkraft der Ventilfeder notwendig, was erhöhte Pressungskräfte zwischen Stößel und Nocken zur Folge hat.
Zudem ergeben sich, insbesondere bei Mehrventilmotoren, erhebliche Platzprobleme. Die im Hinblick auf eine gewünschte Öffnungsgeschwindigkeit erforderlichen Stößeldurchmesser können bei Mehrventilmotoren oftmals nicht realisiert werden, da die zur Verfügung stehende Fläche im Zylinderkopf bei einem gegebenen Durchmesser der Zylinderbohrung nicht ausreicht.
Da der Tassenstößeldurchmesser die mögliche Ventilöffnungsgeschwindigkeit somit zwingend begrenzt, müssen entweder zur Realisierung einer angestrebten Ventilöffnungsflache bzw. eines angestrebten Ventilhubs übermäßig lange Steuerzeiten in Kauf genommen werden, was dem Drehmomentverlauf bei niedrigen Drehzahlen abträglich ist, oder es müssen bei einer gewünschten Öffnungsdauer der Ventile eine begrenzte Öffnungsflache bzw. ein kleiner Ventilhub in Kauf genommen werden, was den Maximalwerten von Drehmoment und Leistung abträglich ist.
Zur Verbesserung von Drehmoment und Leistung ist aus dem Stand der Technik eine variable Ventilsteuerung bekannt, die im folgenden anhand der Fig. 6 erläutert werden soll.
Eine innerhalb der Nockenwelle 109 koaxial mit dieser angeordnete Antriebswelle 101 ist über einen Paßstift mit einem kreisförmigen Pinhalteelement 103 verbunden, das einen ersten Pin 104 aufnimmt. Dieser erste Pin 104 ist gegenüber der Achse der Antriebswelle 101 versetzt, so daß er bei der Drehung der Antriebswelle 101 um die Achse der Antriebswelle 101 kreist. Der Antrieb der Antriebswelle 101 erfolgt über die Kurbelwelle.
Der erste Pin 104 ist über einen ersten Gleitstein 105 mit einem Zwischenglied 106 verbunden und verschiebbar in einer radial verlaufenden Ausnehmung dieses Zwischenglieds 106 aufgenommen. In einer zweiten radialen Ausnehmung des Zwischenglieds 106 ist ein zweiter Gleitstein 107 verschiebbar aufgenommen, in dem ein zweiter Pin 108 geführt ist. Der zweite Pin 108 ist formflüssig mit der Nockenwelle 109 verbunden und ebenfalls gegenüber der gemeinsamen Drehachse der Nockenwelle 109 und der Antriebswelle 101 versetzt, so daß er bei der Drehung der Nockenwelle 109 ebenfalls einen Kreis um diese Drehachse beschreibt.
Die Drehung der Antriebswelle 101 erzeugt somit über den ersten Pin 104 und den ersten Gleitstein 105 eine Drehung des Zwischengliedes 106, dessen Drehung über den zweiten Gleitstein 107 und dem zweiten Pin 108 auf die Nockenwelle 109 übertragen wird. Das Zwischenglied 106 ist über eine Steuerhülse 110 gegenüber der gemeinsamen Drehachse der Antriebswelle 101 und der Nockenwelle 109 derart radial verschiebbar, daß eine Exzentrizität zwischen dem Zwischenglied 106 und dieser gemeinsamen Drehachse der Antriebswelle 101 und der Nockenwelle 109 entsteht. Hierdurch ergeben sich während der Drehung der Antriebswelle 101 jeweils unterschiedliche Eingriffsradien zwischen dem Zwischenglied 106 und dem ersten Pin 104 einerseits und dem Zwischenglied 106 und dem zweiten Pin 108 andererseits. Dies führt zu einer Ungleichförmigkeit der Übertragung der Drehbewegung zwischen der Antriebswelle 101 und der Nockenwelle 109.
Obwohl eine vollständige Umdrehung der Antriebswelle 101 eine vollständige Umdrehung der Nockenwelle 109 zur Folge hat, sind die Winkelgeschwindigkeiten der Antriebswelle 101 und der Nockenwelle 109 im Verlauf dieser Umdrehung unterschiedlich. Im Verlauf einer Umdrehung, d.h. über 360 Winkelgrade, besteht eine Phase in der sich die Nockenwelle 109 schneller dreht als die Antriebswelle 101 sowie eine zweite Phase, in der sich die Nockenwelle 109 langsamer dreht als die Antriebswelle 101. Lediglich bei zwei diskreten Drehwinkeln sind die momentanen Drehgeschwindigkeiten der Antriebswelle 101 und der Nockenwelle 109 identisch.
Ist dagegen das Zwischenglied 106 derart verschoben, daß die Exzentrizität Null ist, so drehen sich die Antriebswelle 101 und die Nockenwelle 109 synchron zueinander.
Die zuvor beschriebene Kinematik wird bei der bekannten Steuerung dahingehend genutzt, daß durch entsprechende Veränderung der Exzentrizität des Zwischengliedes 106 "bei einer angenommenen konstanten Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 101 die Öffnungsphase der Ventile dadurch gekürzt werden kann, daß die Nockenerhebung hinsichtlich ihrer Lage auf der Nockenwelle in einen Bereich gelegt wird, in dem die Nockenwelle 109 schneller dreht als die Antriebswelle 101. Wird die Exzentrizität nun auf null zurückgenommen, dreht sich die Nockenwelle gegenüber der Antriebswelle gleichförmig, wodurch sich die Öffnungsdauer gegenüber dem zuvor geschilderten Fall verlängert. Wird nun das Zwischenglied weiter verschoben, so daß eine Exzentrizität in Gegenrichtung entsteht, so durchläuft der Nocken auf der Nockenwelle den entsprechenden Drehbereich abermals langsamer und die Öffnungsdauer wird verlängert.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Brennkraftmaschine mit Tassenstößeln so auszuführen, daß bei kurzen Ventilöffnungszeiten und geringem Tassenstößeldurchmesser ein großer Ventilöffnungsquerschnitt und ein großer Ventilhub realisiert werden können.
Die Lösung dieser Aufgabe ist in den Patentansprüchen angegeben.
Der ungleichförmige Antrieb der Nockenwelle, insbesondere die momentane Erhöhung der Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle, die beim Stand der Technik ausgehend von einem für den mittleren Drehzahl ausgelegten Nockenprofil im wesentlichen für eine Verkürzung bzw. Verlängerung der Ventilöffnungsdauern verwendet wurde, dient bei der er indungsgemäßen Brennkraftmaschine dazu, bei einem möglichst geringen Tassenstößeldurchmesser und einer kurzen Öffnungsdauer' der Ventile einen maximalen Ventilöffnungsquerschnitt und einen maximalen Ventilhub zu realisieren.
Ausgehend von einem gegebenen Tassenstößel, dessen Durchmesser die mögliche Auslenkung des Berührungspunktes zwischen Nocken und Tassenstößel begrenzt, wird ein Nockenprofil dahingehend ausgelegt, daß der gewünschte Öffnungsquerschnitt bzw. der gewünschte Nockenhub erreicht wird. Durch den geringen Tassenstößeldurchmesser kann der angestrebte Nockenhub nur durch ein Nockenprofil realisiert werden, das eine extrem lange Öffnungdauer der Ventile zur Folge hat. Eine mit Nocken dieses Nockenprofils versehene Nockenwelle wird nun während der Betätigung der Ventile einer derartigen Erhöhung der momentanen Drehgeschwindigkeit gegenüber der mittleren Drehgeschwindigkeit unterworfen, das eine tatsächliche Öffnungsgeschwindigkeit erreicht wird, die bei einer entsprechenden mittleren Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle eine Auslenkung erfordern würde, die größer wäre als der Radius des Tassenstößels. Die derart genutzte Erhöhung der momentanen Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle hebt somit den bisher für unüberwindlich gehaltenen Zusammenhang zwischen möglicher Öffnungsgeschwindigkeit der Ventile und dem Tassenstößeldurchmesser auf.
Dies hat zur Folge, daß bei sehr kurzen Ventilöffnungszeiten extrem große Nockenhübe erreicht werden können, ohne das hierzu ein großer
Tassenstößeldurchmesser erforderlich ist. Umgekehrt können erfindungsgemäß Tassenstößel verwendet werden, die in ihrem Durchmesser wesentlich reduziert sind. Die hierdurch reduzierten Massenkräfte des Ventiltriebs stellen erheblich geringere Anforderungen an die Ventilfedern.
Zudem kann die für die Anordnung der Gaswechselelemente zur Verfügung stehende Fläche im Zylinderkopf, die der
Fläche der Zylinderbohrung entspricht, im Hinblick auf Mehrventilmotoren optimal genutzt werden.
Insbesondere können beispielsweise bei 5-Ventil-Motcren, bei denen üblicherweise für Ein- und Auslaßseite unterschiedliche Tassenstößel verwendet werden, Tassenstößel gleicher Größe eingesetzt werden, da der entsprechende Ventilhub und damit der Öffnungsquerschnitt nicht durch den Durchmesser des Tassenstößels limitiert ist.
Die Erfindung bietet zudem Vorteile hinsichtlich des Verschleißverhaltens des Ventiltriebs. Die lange Öffnungsdauer des tatsächlich ausgeführten Nopkens ermöglicht an der Nockenspitze einen relativ großen Radius, wodurch die Flächenpressung reduziert wird. Eine weitere Reduktion der Flächenpressung ergibt sich dadurch, daß aufgrund des geringen Tassenstößeldurchmessers und der daraus resultierenden geringen Masse des Tassenstößels weiche Ventilfedern benutzt werden können. Schließlich sorgt die hohe Relativgeschwindigkeit zwischen dem Nocken und dem Tassenstößel für einen optimalen Aufbau der hydrodynamischen Schmierung.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung, insbesondere im Hinblick auf die konstruktive Ausführung der Steuerungselemente zur Anhebung der momentanen Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle während der Betätigung der Ventile sind in den Unteransprüchen angegeben. Ein besonderer Vorteil ergibt sich dann, wenn die Steuereinrichtung, mit der die momentane Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle erhöht werden kann, so ausgelegt ist, daß diese Erhöhung variabel ist.
Die Erfindung wird nun im folgenden anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben, wobei
Fig. 1 eine auseinandergezogene, schematische und teilweise im Schnitt gehaltene Darstellung einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist,
Fig. 2 eine teilweise im Schnitt gehaltene Seitenansicht der Ausführungsform nach Fig. 1 ist, Fig. 3 ein Schnitt entlang der Linie A-A in Fig. 2 ist,
Fig. 4 eine Draufsicht der Ausführungsform gemäß Fig. 1 ist,
Fig. 5 den Zusammenhang zwischen Hubverlauf und Nockenform eines Nockens in Verbindung mit einem Flachstößel zeigt, und
Fig. 6 eine Darstellung einer bekannten Steuereinrichtung ist.
Wie in den Figuren 1 bis 4 dargestellt, wird eine Antriebswelle 56 auf einer ersten Drehachse 55 über einen
Zahnriemen 49 und eine Riemenscheibe 50 durch die
Kurbelwelle (nicht gezeigt) in Drehung versetzt. Die
Verbindung zur Kurbelwelle kann alternativ auch durch einen Zahnradsatz, durch Königswellen oder durch eine Kette erfolgen. Auf der Antriebswelle 56 ist ein
Antriebsrad 53 mittels einer Passfeder drehfest angeordnet. Das Antriebsrad 53 weist eine Bohrung 53A auf, die einen bestimmten Versatz gegenüber der ersten
Drehachse 55 aufweist. In dieser Bohrung 53A ist ein erster Antriebsstift .51 aufgenommen.
Das Antriebsrad 53 und der erste Antriebsstift 51 stellen zusammen ein erstes Antriebselement dar, das sich in einem festen Übersetzungsverhältnis synchron mit der Kurbelwelle dreht. Bei einem konventionellen 4-Takt-Motor führt die Antriebswelle pro zwei Kurbelwellenumdrehungen eine vollständige Umdrehung aus.
Ein kreisförmiges Zwischenglied 60 weist mittig . eine Ausnehmung 61 auf, die im wesentlichen kreisförmig verläuft und einen Innendurchmesser hat, der größer ist als der Außendurchmesser der Antriebswelle 56. Die Ausnehmung 61 mündet in zwei sich diametral gegenüberliegende Führungen 61A und 61B, die zur Führung eines ersten Gleitsteins 54 und eines zweiten Gleitsteins 57 dienen. In dem ersten Gleitstein 54 ist der erste Antriebsstift 51 und in dem zweiten Gleitstein 57 der zweite Antriebsstift 52 geführt. Dieser zweite Antriebsstift 52 ist in einer Bohrung 58A eines als Übertragungselement dienenden Zahnrads 58 aufgenommen, die gegenüber der ersten Drehachse 55 versetzt ist . Das Zahnrad 58 ist drehbar auf der Antriebswelle 56 gelagert und durch einen Sprengring axial gesichert.
Durch die beschriebene Anordnung wird über die Kurbelwelle (nicht dargestellt) , den Zahnriemen 49, die Riemenscheibe 50, die Antriebswelle 56, das Antriebsrad 53, den ersten Antriebsstift 51, den ersten Gleitstein 54, das Zwischenglied 60, den zweiten Gleitstein 57, den zweiten Antriebsstif 52 und das Zahnrad 58 eine Drehbewegung auf ein Nockenwellenzahnrad 59 übertragen, das sich mit dem Zahnrad 58 im Eingriff befindet.
Das Zahnrad 58 und der zweite Antriebsstift 52 bilden ein zweites Antriebselement, daß sich synchron mit der Nockenwelle bewegt.
Das Zwischenglied 60 ist in einem Betätigungselement 70 drehbar gelagert. Das Betätigungselement 70 weist eine dem Außendurchmesser des Zwischenglieds 60 entsprechende kreisförmige Bohrung 71 auf . Desweiteren sind in dem Betätigungselement 70 eine erste Ausnehmung 74 und eine zweite Ausnehmung 75 ■ vorgesehen, in denen ein erster Exzentergleitstein 82 bzw. ein zweiter Exzentergleitstein 92 verschiebbar aufgenommen sind. Diese Exzentergleitsteine 82 und 92 können über auf Exzenterwellen 81 bzw. 91 angeordnete Exzenter 80 bzw. 90 verschoben werden. Das Betätigungselement 70 ist in einer Führung 25 eines Steuergehäuses 20 so geführt, daß es in einer Ebene senkrecht zum Zylinderkopfdeck hin- und herbewegbar ist. Durch die Stellung der beiden Exzenter 80 und 90 ist die Lage des Betätigungselements 70 in dieser Ebene eindeutig definiert. Die Führung in axialer Richtung der ersten Drehachse 55 wird von den Seitenwänden der Führung 25 gewährleistet.
Werden nun der erste Exzenter 80 über die erste Exzenterwelle 81 und/oder der zweite Exzenter 90 über die zweite Exzenterwelle 91 gedreht, so bewegen sich der erste
Exzentergleitstein 82 und/oder der zweite
Exzentergleitstein 92 in den Ausnehmungen 74 bzw. 75 des
Betätigungselements 70 und verschieben dieses innerhalb der Führung 25 des Steuergehäuses 20. Hierdurch wird das in dem Betätigungselement 70 gelagerte Zwischenglied 60 gegenüber der ersten Drehachse 55 verschoben, wodurch sich die Eingriffsradien des ersten Antriebsstifts 51 und des zweiten Antriebsstifts 53 während der Drehung des Zwischengliedes 60 verändern.
Die Antriebswelle 56 ist über einen Lagerbock 21 und einen Lagerdeckel 22 gelagert. In der dargestellten bevorzugten Ausführungsform ist der Lagerbock 21 materialeinheitlich mit dem Steuergehäuse 20 ausgeführt. Wahlweise kann die Lagerung der Antriebswelle 56 jedoch auch separat erfolgen. Die Lagerung der Exzenterwellen 81 und 91 kann ebenfalls in das Steuergehäuse 20 integriert sein.
Der Lagerbock 21 ist derart ausgeführt, daß er mit seiner Unterseite als Lagerdeckel für die Nockenwellenlagerung dient. Es können somit zur Befestigung des Lagerdeckels 22 Gewindestifte verwendet werden, die durch den Lagerbock 21 hindurch bis in den Lagerbock für die Nockenwelle (nicht gezeigt) reichen. Die beschriebenen Bauteile können als komplett vormontierte Einheit in bzw. an dem Steuergehäuse 20 vorgesehen werden, das auf einen bestehenden Zylinderkopf (nicht gezeigt) aufgesetzt werden kann.
Abweichend zu der in den Figuren 1 bis 4 dargestellten Ausführungsform kann das Betätigungselement 70 auch lediglich über einen Exzenter verschoben werden. In diesem Fall sind entsprechende Führungen vorzusehen, die die Verschieberichtung festlegen.
Die Verschiebung kann abweichend von der gezeigten Ausführungsform auch durch andere Bauelemente, beispielsweise durch ein Zusammenwirken eines Zahnrads mit einer Zahnstange erfolgen.
Zudem ist eine Ausführungsform möglich, bei der das Betatigungselement 70 nicht verschiebbar angeordnet ist, sondern eine gleichbleibende Exzentrizität gegenüber der ersten Drehachse 55 aufweist. Die in dem beschriebenen Ausführungsbeispiel vorgesehenen Bauelemente zum Verschieben des Betätigungselements 70, beispielsweise die Exzenter 80, 90 und die Exzenterwellen 81, 91 können in diesem Fall entfallen. Der hierdurch frei werdende Bauraum kann zur Ermöglichung einer größeren Exzentrizität genutzt werden oder es kann durch entsprechende Dimensionierung den steigenden mechanischen Beanspruchungen bei hohen Drehzahlen und großen Exzentrizitäten Rechnung getragen werden.
4056
Bezugszeichenliste
1 Nockenwelle
2 Nocken
5 Nockenwellenachse
8 Gaswechselsteuerungselement, Ventil
9 Tassenstößel
20 Steuergehäuse
21 Lagerbock
22 Lagerdeckel 25 Führung
49 Zahnriemeri
50 Riemenscheibe
51 erster Antriebsstift
52 zweiter Antriebsstift
53 Antriebsrad
53A Bohrung
54 erster Gleitstein
55 erste Drehachse
56 Antriebswelle
57 zweiter Gleitstein
58 Über ragungselement
58A Bohrung
59 Nockenwe11enzahnrad
60 Zwischenglied
61 Ausnehmung
61A Führung
61B Führung
70 Betätigungselement
71 Bohrung
74 erste Ausnehmung
75 zweite Ausnehmung 80 erster Exzenter
81 erste Exzenterwelle
82 erster Exzentergleitstein
90 zweiter Exzenter
91 zweite Exzenterwelle
92 zweiter Exzentergleitstein

Claims

Patentansprüche
1. Brennkraftmaschine mit mindestens einer Nockenwelle (1) zum Steuern von mindestens einem Gaswechselsteuerungselement (8) , das über einen Flachstößel (9) mit einer Abmessung D tangential zur Laufrichtung des Nockens (2) betrieben wird, wobei die Nockenwelle (1) derart angetrieben ist, daß sie dann eine vollständige Umdrehung um 360° ausführt, wenn die Brennkraftmaschine eine ganzzahlige Anzahl von vollständigen Umdrehungen ausführt, wodurch sich ein mittleres Übersetzungsverhältnis zwischen der Drehzahl der Nockenwelle (1) und der Drehzahl der Brennkraftmaschine ergibt, und mit einer Steuereinrichtung, die die momentane Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle (1) gegenüber einer sich aus dem mittleren Übersetzungsverhältnis und der Drehzahl der Brennkraftmaschine ergebenden mittleren Drehgeschwindigkeit während der Betätigung des Gaswechselsteuerungselements (8) erhöht, dadurch gekennzeichnet, daß die momentane Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle (1) während der Betätigung des Gaswechselsteuerungselements (8) in jedem Betriebspunkt der Brennkraftmaschine einen Wert aufweist, der eine maximale Öffnungsgeschwindigkeit des Gaswechselsteuerungselements (8) zur Folge hat, die bei der entsprechenden mittleren Drehgeschwindigkeit eine
Auslenkung (x*) des Berührungspunktes (B) zwischen Nocken
(2) und Flachstößel (9) erfordern würde, die größer ist als D/2.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch ein erstes Antriebselement (51, 53), das eine mit der Drehung der Brennkraftmaschine synchronisierte Drehbewegung ausführt, die gegenüber der Drehzahl der Brennkraftmaschine ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist,
ein zweites Antriebselement (52, 58), das eine mit der Drehung der Nockenwelle (1) synchronisierte Drehbewegung ausführt, die gegenüber der Drehzahl der Nockenwelle (1) ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist, und
ein Zwischenglied (60) , das das erste Antriebselement (51, 53) und das zweite Antriebselement (52, 58) derart miteinander koppelt, daß das zweite Antriebselement (52, 58) eine vollständige Drehung ausführt, wenn sich das erste Antriebselement (51, 53) einmal vollständig dreht,
wobei das Zwischenglied (60) die beiden Antriebselemente (51, 53; 52, 58) derart miteinander verbindet, daß die Momentangeschwindigkeit des zweiten Antriebselements (52, 58) während einer bestimmten Phase einer Umdrehung größer ist als die Momentangeschwindigkeit des ersten Antriebselements (51, 53) .
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet,
daß das erste Antriebselement (51, 53) einen ersten Antriebsstift (51) aufweist, der so gelagert ist, daß er bei Drehung der Brennkraftmaschine eine Kreisbewegung um eine erste Drehachse (55) mit einer Drehzahl ausführt, die gegenüber der Motordrehzahl ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist, und daß das zweite Antriebselement (52, 58) einen zweiten Antriebsstift (52) aufweist, der so gelagert ist, daß er bei Drehung der Brennkraftmaschine eine Kreisbewegung um die erste Drehachse (55) mit einer Drehzahl ausführt, die gegenüber der Drehzahl der Nockenwelle (1) ein festes Übersetzungsverhältnis aufweist,
wobei das Zwischenglied (60) der Kraftübertragung von dem ersten Antriebsstift (51) auf den zweiten Antriebsstif (52) derart dient, daß nach einer ganzen Umdrehung des Zwischengliedes (60) der erste Antriebsstift (51) und der zweite Antriebsstift (52) jeweils eine vollständige Kreisbahn beschrieben haben, und
wobei die Drehachse des Zwischengliedes (60) gegenüber der ersten Drehachse (55) verschiebbar ist.
4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet,
daß die erste Drehachse (55) gegenüber der Nockenwellenachse (5) versetzt ist und
daß der zweite Antriebsstift (52) ein koaxial zu der ersten Drehachse (55) gelagertes Übertragungselement (58) zur Übertragung einer Drehbewegung auf die Nockenwelle (1) antreibt.
5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Übertragung der Drehbewegung "von dem Übertragungselement (58) auf die Nockenwelle (1) über eine Verzahnung (58, 59) erfolgt.
6. Brennkraf maschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Gaswechselsteuerungselement (8) ein Tellerhubventil ist.
7. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenglied (60) in einem verschiebbaren Betätigungselement (70) geführt ist.
8. Brennkraf maschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Betätigungselement über mindestens einen auf einer Exzenterwelle (81, 91) angeordneten Exzenter (80, 90) verschiebbar ist.
9. Brennkraf maschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Verschiebung des Zwischengliedes (60) mittels Schrittmotoren erfolgt.
10. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch . gekennzeichnet, daß der erste Antriebsstift (51) mit einem Antriebsrad (53) verbunden ist, das drehfest auf einer mit der ersten Drehachse (55) koaxialen Antriebswelle (56) angeordnet ist, und daß der zweite Antriebsstift (52) mit dem Übertragungselement (58) verbunden ist, wobei das Übertragungselement (58) drehbar auf der Antriebswelle (56) gelagert ist.
11. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das
Betätigungselement (70) in einem Steuergehäuse (20) geführt is .
12. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerung (21, 22) der Antriebswelle (56) in das Steuergehäuse (20) integriert ist.
13. Brennkraftmaschine nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuergehäuse (20) einen Lagerbock (21) aufweist, der gleichzeitig als Lagerdeckel für die Nockenwelle (1) dient.
14. Brennkraftmaschine nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerung der Exzenterwellen (81, 91) in das Steuergehäuse (20) integriert ist.
PCT/DE1995/000516 1994-04-18 1995-04-13 Brennkraftmaschine mit flachstössel WO1995028553A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
AU23026/95A AU2302695A (en) 1994-04-18 1995-04-13 Internal combustion engine with flat tappet

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19944413408 DE4413408A1 (de) 1994-04-18 1994-04-18 Brennkraftmaschine mit Flachstößel
DEP4413408.8 1994-04-18

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO1995028553A1 true WO1995028553A1 (de) 1995-10-26

Family

ID=6515751

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE1995/000516 WO1995028553A1 (de) 1994-04-18 1995-04-13 Brennkraftmaschine mit flachstössel

Country Status (3)

Country Link
AU (1) AU2302695A (de)
DE (1) DE4413408A1 (de)
WO (1) WO1995028553A1 (de)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2382859A (en) * 2001-12-07 2003-06-11 Mechadyne Plc Variable event valve timing mechanism

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2029911A1 (de) * 1969-06-27 1971-01-07 Associated Engineering Ltd , Lea mington Spa, Warwickshire (Großbritannien) Vorrichtung zum Antrieb eines Nocken in bezug auf seine Antriebswelle
JPS59153908A (ja) * 1983-02-18 1984-09-01 Yukio Watanabe ４サイクルエンジンにおける弁カム軸変速装置
EP0353543A1 (de) * 1988-08-03 1990-02-07 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Ventilsteuerung für Brennkraftmaschinen
DE4320126A1 (de) * 1992-06-17 1993-12-23 Unisia Jecs Corp Nockenwellenanordnung zur Verwendung in einem Verbrennungsmotor

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3177532B2 (ja) * 1992-01-27 2001-06-18 株式会社ユニシアジェックス 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置
GB2275096B (en) * 1993-02-15 1996-05-22 Unisia Jecs Corp Valve control device for internal combustion device

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2029911A1 (de) * 1969-06-27 1971-01-07 Associated Engineering Ltd , Lea mington Spa, Warwickshire (Großbritannien) Vorrichtung zum Antrieb eines Nocken in bezug auf seine Antriebswelle
JPS59153908A (ja) * 1983-02-18 1984-09-01 Yukio Watanabe ４サイクルエンジンにおける弁カム軸変速装置
EP0353543A1 (de) * 1988-08-03 1990-02-07 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Ventilsteuerung für Brennkraftmaschinen
DE4320126A1 (de) * 1992-06-17 1993-12-23 Unisia Jecs Corp Nockenwellenanordnung zur Verwendung in einem Verbrennungsmotor

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
PATENT ABSTRACTS OF JAPAN vol. 9, no. 3 (M - 349)<1726> 9 January 1985 (1985-01-09) *
ULRICH BERNHARD: "Auslegung und Optinierung von Nockenwellen", MTZ MOTORTECHNISCHE ZEITSCHRIFT, vol. 55, no. 3, 1 March 1994 (1994-03-01), STUTTGART, pages 14142 - 147, XP000429761 *

Also Published As

Publication number Publication date
AU2302695A (en) 1995-11-10
DE4413408A1 (de) 1995-10-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
AT408127B (de) Brennkraftmaschine mit mindestens einer durch eine verstellvorrichtung axial verschiebbaren nockenwelle
EP0659232B1 (de) Verfahren und vorrichtung zur variablen steuerung eines ventils einer brennkraftmaschine
DE19960742B4 (de) Variabler Ventiltrieb, vorzugsweise für Verbrennungsmotoren
EP2291578B1 (de) Ventiltrieb für gaswechselventile einer brennkraftmaschine mit doppelt abgestützten nockenträgern
DE4404708A1 (de) Ventilsteuervorrichtung für einen Verbrennungskraftmotor
DE19908286B4 (de) Variable Ventilsteuerung für Brennkraftmaschinen
DE10241920A1 (de) Ventiltrieb für eine Brennkraftmaschine
DE10228022A1 (de) Ventilhubvorrichtung zur Hubverstellung der Gaswechselventile einer Verbrennungskraftmaschine
DE4419557C1 (de) Brennkraftmaschine mit variabler Ventilsteuerung
WO1999064729A1 (de) Ventilsteuerung für eine brennkraftmaschine
EP0521412A1 (de) Brennkraftmaschine mit einem Schlepphebelventiltrieb
EP0865566B1 (de) Ventiltrieb einer brennkraftmaschine
DE4413406C2 (de) Brennkraftmaschine mit variabler Ventilsteuerung
EP0807206B1 (de) Brennkraftmaschine
EP0797726B1 (de) Ventiltrieb einer brennkraftmaschine
DE4413443C2 (de) Brennkraftmaschine
WO1995028553A1 (de) Brennkraftmaschine mit flachstössel
WO1996023963A1 (de) Brennkraftmaschine
WO1995028554A1 (de) Brennkraftmaschine mit variabler ventilsteuerung
EP1383988B1 (de) Steuereinrichtung für gaswechselventile eines verbrennungsmotors
EP1590554B1 (de) Vollvariabler mechanischer ventiltrieb f r eine kolbenbrennk raftmaschine mit justierbarem ventilspielausgleich
DE19620744B4 (de) Vorrichtung zur Beeinflussung der Steuerzeiten an einer Brennkraftmaschine
DE19501172C2 (de) Drehantriebsanordnung
DE10211999A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Steuern der Zylinderladung eines fremdgezündeten Verbrennungsmotors
EP3023608A1 (de) Variabler ventiltrieb

Legal Events

Date Code Title Description
AK Designated states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AM AU BB BG BR BY CA CN CZ EE FI GE HU JP KG KP KR KZ LK LT LV MD MG MN MW MX NO NZ PL RO RU SD SG SI SK TJ TT UA UG US UZ VN

AL Designated countries for regional patents

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH DE DK ES FR GB GR IE IT LU MC NL PT SE BF BJ CF CG CI CM GA GN ML MR NE SN TD TG

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
122 Ep: pct application non-entry in european phase
NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: CA