WO1996027079A1 - Verbrennungsmotor vom typ hubkolbenmotor mit variablem verdichtungsverhältnis - Google Patents

Verbrennungsmotor vom typ hubkolbenmotor mit variablem verdichtungsverhältnis Download PDF

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WO1996027079A1
WO1996027079A1 PCT/CH1996/000062 CH9600062W WO9627079A1 WO 1996027079 A1 WO1996027079 A1 WO 1996027079A1 CH 9600062 W CH9600062 W CH 9600062W WO 9627079 A1 WO9627079 A1 WO 9627079A1
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internal combustion
combustion engine
crankshaft
crank
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PCT/CH1996/000062
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Siegfried Franz Leithinger
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Tk Design Ag
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads

Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine of the reciprocating piston type with a variable compression ratio according to the preamble of the patent claim.
  • Most of the internal combustion engines in use today are of the reciprocating piston type.
  • the compression ratio on such a reciprocating piston engine is the ratio between the remaining combustion chamber when the piston is at top dead center and the total cylinder volume when the piston is at bottom dead center.
  • the combustion processes in such reciprocating piston engines or in general in internal combustion engines are very complex and are influenced by several parameters. This applies equally to gasoline engines as to diesel engines or those which are operated with still other fuels.
  • the optimal combustion of the fuel and thus the highest efficiency of an internal combustion engine depends on the amount of air drawn or charged, its temperature, humidity and compression, the type and quality of the injected fuel, and the way it is mixed with the air and the Inflammation of the mixture affects.
  • the intimacy of the mixing of the fuel and air mixture plays a role, as does the precise point in time and the way in which it ignites in the course of the piston movement.
  • the pressure curve during combustion also plays an important role, as does the chronological sequence itself. If an engine is running under high load, the combustion pressures are higher than when it is idling. If the engine is running quickly, there is considerably less time available for combustion than with a low number of tours.
  • the ignition timing and the time and duration of the injection are calculated anew each time by a microprocessor, the engine speed also being taken into account.
  • the improved materials also made it possible for four-valve technology to be used in engines for everyday use, whereas this complex technology was previously reserved for high-performance engines.
  • the improved fuels in particular the improved types of gasoline and the better materials, enable higher combustion temperatures and pressures and therefore tend to result in a higher compression ratio in modern engines than in the past. Compression also plays a crucial role in the combustion of the fuel mixture and thus in the efficiency of an engine. In general, the higher the compression ratio, the better the combustion efficiency.
  • the maximum compression finds its limit in the knock resistance, in that the fuel mixture ignites itself if the compression is too high and thus use uncontrolled burns at the wrong time. The engine knocks and is damaged.
  • This differential gear includes a shaft that runs concentrically to the crankshaft inside.
  • An internally toothed The wheel is driven by the crankshaft and drives three internal satellite gearwheels, which are distributed around its inner circumference and are mounted on bolts on a disk which acts as a toothed sector and are about three times smaller in diameter, all of which mesh with a central gearwheel which is on of said shaft running through the interior of the crankshaft.
  • the tooth sector can be adjusted by means of a further gear wheel acting on its circumference.
  • This differential gear is particularly complex because of the shaft required inside the crank shaft. In any case, this construction for adjusting the compression ratio has not found widespread use.
  • the object of the invention is therefore to create an internal combustion engine which has a variable compression ratio by means of an eccentric crank pin and which, therefore, adapted to the current operating states of the engine, can be optimized across its range and thus to an overall increase in engine efficiency and contributes to its smoothness.
  • an internal combustion engine of the reciprocating piston type in which the compression ratio is variable in that the piston stroke can be adjusted because the connecting rod is mounted on an eccentric crank pin on the crankshaft side, the eccentric crank pin being adjustable about its axis of rotation while the engine is running by control means, and which is characterized in that the eccentric crank pin is formed by at least two shells which are arranged around the crank arm shaft of the crank shaft and that these shells are each connected to a gearwheel segment, which segments also the crank arm Enclose the shaft of the crankshaft, and that the gearwheel formed by these segments runs as an outer wheel in a ring gear of larger diameter, which is mounted concentrically around the crankshaft axis of the crankshaft and is adjustable in its rotational position, such that the outer wheel when rolling in the ring gear, if this is certain that exactly one revolution is carried out during handling.
  • FIG. 1 A schematic diagram of the reciprocating engine with mechanical regulation of the
  • Compression ratio the piston being at top dead center with the setting of the maximum compression ratio
  • Figure 2 A two-part workpiece as a gear and eccentric
  • Figure 3 The two-part workpiece in a perspective view
  • FIG. 4 the basic diagram with the setting of the maximum compression ratio, the piston being exactly in the middle between the top and bottom dead center;
  • FIG. 5 the basic diagram with the setting of the maximum compression ratio, the piston being at bottom dead center;
  • FIG. 6 the basic diagram with the setting of the minimum compression ratio, the piston being at top dead center;
  • FIG. 7 the basic diagram with the setting of the minimum compression ratio, the piston being exactly in the middle between the top and bottom dead center;
  • FIG. 8 the basic diagram with the setting of the minimum compression ratio, the piston being at the bottom dead center
  • FIG. 9 The elliptical movement curves which describe the center of the eccentrically arranged crank pin at various settings of the compression ratio
  • Figure 10 The construction for the adjustment of the compression ratio seen from the side.
  • FIG. 1 the internal combustion engine is shown using a schematic diagram, here using the example of a single cylinder.
  • the entire principle can be easily implemented on multi-cylinder engines, regardless of whether the cylinders are arranged in a row, in a V-shape or in a boxer position with respect to one another.
  • Shown here is a cylinder 10 with an inlet valve 11 and an outlet valve 12 on the cylinder head, as well as the piston 7 mounted in the cylinder 10, which is connected to the crankshaft 14 via the connecting rod 9.
  • the fixed axis of the crankshaft 14 is designated by 8.
  • the crank 25 itself now has a very special crank pin 1.
  • the crank pin runs at right angles to the crank arm rotation plane and describes a concentric circle when the engine is running. It therefore has a defined and therefore always constant distance from the crankshaft axis 8, that is to say from the axis 8 which drives the crank.
  • the crank pin according to the invention is an eccentric 1 with respect to the conventional crank pin axis 2, that is to say with respect to the conventional axis 2 of the crank pin. This eccentric 1 can be rotated about the conventional crank pin axis 2.
  • the end of the connecting rod 9 on the crankshaft side surrounds this eccentric 1 with the connecting rod bearing, so that the eccentric 1 can be rotated in the connecting rod bearing.
  • the arrangement of this eccentric 1 is solved in such a way that the eccentric crank pin 1 is formed by two shells 26, 27 which are arranged around the crank arm shaft 15 of the crank shaft 14 and thus form an eccentric crank pin 1.
  • These shells 26, 27 are each connected to a gearwheel segment 28, 29, which segments 28, 29 likewise enclose the crank arm shaft 15 of the crankshaft 14.
  • the gear 3 formed by these segments 28, 29 runs as an outer gear 3 in a ring gear 4 of larger diameter, which is freely rotatably mounted concentrically about the crank axis 8 on the crankshaft 14 and its rotational position is adjustable. If the ring gear 4 is stationary, the outer wheel 3 executes exactly one revolution about itself when it rolls inside the ring gear during handling.
  • the gear wheel 3 is round, but cut in two in the middle into two segments 28, 29, and these carry the half-shells 26, 27 on their end face, which, when assembled, form an eccentric 1 with respect to the axis of rotation of the gear wheel 3.
  • These two parts of the workpiece are assembled around the crankshaft axis, that is to say around the conventional crankpin of a crankshaft, and the connecting rod is attached around the eccentric 1 that is now formed.
  • the lower connecting rod bearing holds the two parts together with a perfect fit.
  • FIG. 2 b shows the lower part of the workpiece in a top view, with the plane cut surface being hatched.
  • the workpiece is made of a suitable hardened steel alloy, as is customary for stressed gears.
  • the inside has a white metal coating and is hardened and ground to avoid abrasion. This inside runs on the crank pin 15, which is made of cast steel.
  • the outside of the workpiece that is, the outside of the shells 26, 27, is hard chrome-plated. These outside
  • the connecting rod bearings are mostly made of aluminum, and in this case hard chrome plating on the outside of the shells 26, 27 is sufficient to avoid abrasion.
  • FIG. 3 shows the two-part workpiece in a perspective view. You can see the two shells 26, 27 and the two gear segments 28, 29. Assembled, these segments form a circular gear 3 and the shells 26, 27 form an eccentric 1 with respect to the gear axis. So if you turn this gear 3, the eccentric 1 also rotates about the gear axis.
  • the lower connecting rod bearing, which encloses the eccentric 1, and the connecting rod, is moved up and down, depending on the position of the eccentric 1.
  • the location on the eccentric 1, which has the largest radius with respect to its axis of rotation, is with the number 16 denotes and forms a nose to a certain extent.
  • the workpiece could also be made from more parts, for example from three segments, which each extend through 120 ° instead of from two parts
  • this nose 16 formed by the eccentric 1 is directed upwards. Therefore, the piston 7 occupies the highest possible position in this position and the volume of the combustion chamber is correspondingly small. The compression is the highest in this position of the eccentric 1.
  • the gear 3 is designed as an outer gear, that is to say it has a toothed circumference and runs with it in the ring gear 4.
  • This ring gear 4 consists of a disk 17, which is rotatably mounted about the crankshaft 14. On the outside of the pane there is a projection 18, on the inside of which there is a toothing 19.
  • the gear 3 forms the outside wheel for this toothing 19 and therefore runs along the inside edge of this projection 18 on the toothing 19, the teeth 20 of the outside wheel 3 engage in those 19 of the ring gear 4.
  • the ratio of the circumference of the toothing 19 of the ring gear 4 to that of the outer wheel 3 is 2: 1.
  • the outer wheel rotates once through 360 ° while it runs around the entire circumference of the ring gear toothing 19, and accordingly by only 180 ° if it only runs by half the circumference of the ring gear 19.
  • the eccentric 1 which is firmly connected to the gear 3, this means that from the position shown in FIG.
  • crank arm length With regard to the effective crank arm length, this takes an intermediate value in the intermediate positions, for example in the position shown in FIG.
  • the crank arm length thus reaches a maximum here at the top dead center of the piston 7, takes a minimum after a 90 ° rotation and then comes back to a maximum towards the bottom dead center. It experiences the same variation until it reaches the top dead center of piston 7.
  • the crank therefore no longer describes a circle, but a standing ellipse.
  • this internal combustion engine can now assume various compression ratios.
  • the gear 3 is rotated with the eccentric 1 about the axis 2 of the crank pin shaft 15. This is done by rotating the ring gear 4 around the crankshaft.
  • FIG. 6 shows the other extreme position, in which the nose 16 on the eccentric 1 points downward in the uppermost position of the piston 7, that is to say in its top dead center. The volume of the combustion chamber is maximum with this setting. If the outer wheel 3 now rolls from this starting position in the same way on the toothed circumference 19 of the ring gear 4, the eccentric 1 first reaches the intermediate position as shown in FIG. 7 after a 90 ° rotation of the crankshaft in a clockwise direction.
  • the nose 16 points radially outwards with respect to the crankshaft axis 8 and the effective crank arm is accordingly of maximum length.
  • the piston 7 has a minimal stroke with this setting of the compression.
  • the suction path is minimal, the volume of the combustion chamber is maximal and thus the compression ratio is minimal.
  • the crank describes a lying ellipse. By adjusting the eccentric 1 in the bandwidth between these two described maximum positions, the compression ratio can be chosen freely. In the intermediate settings, the crank always describes a uniform ellipse, but this is then neither standing nor lying, but rather at an oblique angle with respect to the piston movement direction.
  • FIG. 9 shows the various curves which describe the center of the eccentric 1 with different settings.
  • the piston moves in the directions as indicated by the arrows.
  • the setting for the highest compression ratio is shown in FIG. 9a).
  • the crank describes a standing ellipse.
  • the crank circuit is indicated by dashed lines in a conventional engine.
  • the piston travel is therefore longer.
  • Both the suction path and the compression path are longer and at the same time the volume of the combustion chamber is reduced.
  • the compression ratio is greatest with this setting. Because the efficiency of the engine increases with increasing compression, the increase being greatest at small loads, this setting is used in a gasoline engine somewhere in the partial load range, while the compression ratio is somewhat reduced under full load. In the case of a diesel engine, it is advantageous to set the maximum compression ratio for starting the engine and then lowering it for operation.
  • FIG. 9b shows the curve which describes the center of the eccentric 1 when the minimum compression ratio is set.
  • the crank pin describes an identical ellipse, but this is here.
  • the piston stroke is minimal, i.e. both the suction stroke and the compression stroke are minimal.
  • the volume of the combustion chamber is increased due to the reduced top dead center. Accordingly, the compression ratio is minimal with this setting.
  • This setting is suitable, for example, for idling.
  • FIG. 9 c) shows the curve which describes the center of the eccentric 1 with an intermediate intermediate setting. Again, the effective crank pin describes the same ellipse, but this is now at an oblique angle to the direction of piston movement.
  • the eccentric 1 or the nose 16 formed by it can be turned to the left or to the right.
  • the desired motor characteristic will dictate whether the motor should run clockwise or counterclockwise in the ellipse shown.
  • the clockwise direction of rotation should make sense, because then the compression will continue as long as possible, so that the combustion can proceed optimally and the combustion pressure can then develop most efficiently, i.e. with the maximum crank length, but decreasing as the revolution progresses.
  • the actual adjustment of the eccentric 1 takes place by turning the gear 3 by means of the ring gear 4. So that the eccentric 1 can be rotated by 180 ° from one maximum position to the other, the ring gear 4 must be turned a quarter turn Crankshaft axis 8 are rotated. This rotation of the ring gear 4 can be realized by various adjustment means. An example of this is shown in FIGS. 1 and 4 to 8 and 10.
  • the ring gear 3 has a concentric gear wheel 5, which acts as a spur gear, on the flat rear side of the disk 17 facing away from the overhang.
  • the toothing 23 of a control gear wheel 6 engages, which is rotatable about a shaft 24 arranged on the side.
  • control gear 6 has a radius which is more than twice as large as the spur gear 5, as shown here, the control gear has to be rotated by only about 40 ° for the adjustment from one maximum position to the other.
  • a plurality of such control gearwheels are seated on a common side shaft 24.
  • a central shaft can be arranged between the V-legs, from which the hollow gearwheels 4 to each cylinder be operated.
  • a similar arrangement is also possible with a boxer engine, so that the same side shaft controls the ring gears to the opposite cylinders.
  • the control gear 6 can be actuated in various ways.
  • a drive via a servomotor in the form of an electrical stepper motor is conceivable, which acts directly or indirectly, for example by means of a toothed belt or a pinion, on the side shaft 24 and with one rapid adjustment from one to the other maximum setting can be accomplished.
  • This stepper motor is advantageously controlled by a microprocessor.
  • the microprocessor used for the control can be fed electronically with several parameters. For example, the engine load on the transmission can be measured electronically, as this data is also determined for the shifting of some automatic transmissions anyway. Furthermore, the engine speed can be recorded electronically as a relevant parameter and can also be taken into account for the regulation of the compression ratio.
  • the signals from a knock sensor that is already present on many modern vehicle engines can also be processed.
  • the combustion pressure and the combustion temperature can also be determined for calculation. In such a microprocessor, finally, all of this data is processed on the basis of a multi-dimensional map to an output signal, which finally controls the stepper motor to change the position of the control gear or gears
  • FIG. 10 shows a representation of the engine viewed from the side, two pistons 7 with their crank drives being shown here.
  • the construction for the adjustment of the compression ratio includes a ring gear 4, which is seated on the crankshaft 14 and is freely supported on the crankshaft 14.
  • These ring gears 4 are shown here partially cut away for better understanding.
  • the flat rear side of the disk 17 facing away from the projection concentrically carries a gear wheel 5 fixedly connected to it.
  • a gear wheel 3 runs within the internally toothed projection of the ring gear 4 and is firmly connected to an eccentric 1.
  • This eccentric 1 encloses the crank arm shaft 15 and is mounted on it in a freely rotating manner.
  • the lower connecting rod bearing 25 of the connecting rod 9 encloses the eccentric 1, the nose 16 of which points towards the top with the left piston 7 and towards the bottom with the right piston 7. Accordingly, the left piston 7 is slightly raised, the right piston is slightly lowered. If the gear wheel 5 is rotated with the ring gear 4, then the eccentric 1 also rotates in a stationary manner, so that the nose 16 formed by it shifts its position. When the engine is running, the gearwheel 3 rolls inside the ring gear 4 as an outer gear and causes the eccentric 1 to rotate through one crankshaft by exactly 360 °. If the crankshaft rotates by 180 °, the eccentric 1 also rotates by 180 ° and the nose 16 formed by it then points downwards, as can be seen on the crankshaft cutout shown on the right.
  • the ring gear 4 can have a toothing on its outer circumference and can be adjusted by means of a toothed wheel which engages directly in this toothing.
  • the ring gear With a certain compression setting, the ring gear remains stationary while the engine is running. It is also conceivable to let the ring gear run with the crankshaft. In this case, the rotational position of the eccentric would always remain the same over one revolution, so that the effective crank arm length would always be the same for the entire revolution. Accordingly, the center of the eccentric would no longer describe an ellipse but a circle. The adjustment would then be such that the rotational position of the ring gear with respect to the crank axis would have to be changed.
  • the engine according to the invention enables a further important parameter to be taken into account, which significantly influences the characteristics and power delivery of an engine.
  • the modification can be based on the existing engines, whereby only the crankshafts and in certain cases the engine blocks have to be adapted for new series, and it is not necessary to completely redesign an engine. In many cases, the existing engine block can even be used if there is enough space to arrange the gears and the side shaft. In principle, this modification does not affect the cylinders, pistons, connecting rods and peripheral components of an engine, such as ignition and injection, as well as the ancillary units.
  • the internal combustion engine with variable compression promises a significantly improved power delivery with at the same time better running smoothness and, owing to the increased efficiency, a further optimized fuel consumption, whereby the pollutant emissions can also be reduced further as a result of the optimized combustion.

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Abstract

Das Verdichtungsverhältnis ist variabel, indem der Kolbenhub verstellbar ist, weil die Pleuelstange (9) kurbelwellenseits an einem exzentrischen Kurbelzapfen (1) gelagert ist. Der exzentrische Kurbelzapfen (1) kann während des Motorlaufes von Steuermitteln (3-6) um seine Drehachse (2) verstellt werden. Die Steuermittel (3-6) schliessen ein Zahnrad (3) ein, das konzentrisch mit der Drehachse (2) des exzentrischen Kurbelzapfens (1) dreht und fest mit ihm verbunden ist. Dieses Zahnrad (3) wirkt als Aussenrad (3) in einem Hohlrad (4) grösseren Druchmessers, in dessen Innerem es abläuft. Das Hohlrad (4) ist konzentrisch um die Kurbelachse (8) der Kurbelwelle (14) gelagert und in seiner Drehlage verstellbar. Das Aussenrad (3) führt beim Abrollen im Hohlrad (4) während eines Umganges genau eine Umdrehung aus.

Description

Verbrennungsmotor vom Typ Hubkolbenmotor mit variablem Verdichtungsverhältnis
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Verbrennungsmotor vom Typ des Hubkolben¬ motors mit einem variablen Verdichtungsverhältnis gemäss Oberbegriff des Patentanspru¬ ches. Mit sehr überwiegendem Anteil sind die heute im Einsatz stehenden Verbrennungs¬ motoren vom Typ des Hubkolbenmotors. Beim Verdichtungsverhältnis an einem solchen Hubkolbenmotor handelt es sich um das Verhältnis zwischen dem freibleibenden Verbren¬ nungsraum, wenn der Kolben sich im oberen Totpunkt befindet, und dem gesamten Zylin¬ dervolumen, wenn sich der Kolben im unteren Totpunkt befindet. Die Verbrennungsvor¬ gänge in solchen Hubkolbenmotoren oder ganz allgemein in Verbrennungsmotoren sind sehr komplex und werden von mehreren Parametern beeinflusst. Dies gilt für Benzinmoto¬ ren gleichermassen wie für Dieselmotoren oder solche, die mit noch anderen Treibstoffen betrieben werden. Grundsätzlich wird die optimale Verbrennung des Treibstoffes und damit die höchste Effizienz eines Verbrennungsmotors von der angesaugten oder geladenen Luftmenge, deren Temperatur, Feuchtigkeit und Verdichtung, von der Art und der Qualität des eingespritzten Treibstoffs, sowie der Art und Weise dessen Vermischung mit der Luft und der Entzündung des Gemisches beeinflusst. So spielt die Innigkeit der Vermischung des Treibstoff-Luftgemisches eine Rolle wie auch der genaue Zeitpunkt und die Art und Weise dessen Entzündung im Ablauf der Kolbenbewegung. Auch der Druckverlauf während der Verbrennung spielt eine wesentliche Rolle, wie auch deren zeitlicher Ablauf an und für sich Läuft ein Motor unter hoher Last, so sind die Verbrennungsdrucke höher als im Leerlauf Läuft der Motor rasch, so steht für die Verbrennung wesentlich weniger Zeit zur Verfügung als bei niedriger Tourenzahl. Zusätzlich zu diesen von den Betriebszuständen des Motors abhängigen Variablen kommen die äusseren klimatischen Bedingungen dazu, welche den Motorlauf und die Effizienz der Verbrennung beeinflussen. So ist es nicht einerlei, ob ein Motor auf Meereshöhe oder in hohen Lagen mit geringem Luftdruck betrieben wird. Die Aussentemperatur und die wetterabhängige Feuchtigkeit der Luft spielen ebenfalls eine Rolle. In den letzten Jahren wurden in bezug auf die Optimierung der Verbrennungsvorgänge in Motoren bedeutende Fortschritte erzielt, die im wesentlichen einerseits den immer grösseren Möglichkeiten der zur Verfügung stehenden Mikroprozessor- Steuerungen sowie andrerseits den Errungenschaften der Werkstofftechnik mitzuverdanken sind. So wird heute bei vielen Motoren die Gemischaufbereitung von einem Mikroprozessor gesteuert. Zum Beispiel wird die angesaugte Luftmenge, deren Temperatur und Feuchtigkeit gemessen und die zur Einspritzung kommende Treibstoffmenge wird abhängig von diesen Kennwerten für jede Einspritzung neu errechnet und optimiert. Darüberhinaus wird auch der Zündzeitpunkt und der Zeitpunkt und die Dauer der Einspritzung jedes Mal neu von einem Mikroprozessor errechnet, wobei auch die Motordrehzahl berücksichtigt wird. Die verbesserten Werkstoffe ermöglichten auch den Einzug der Vierventil-Technik in Motoren für den Alltagsgebrauch, während diese aufwendige Technik früher den Hochleistungsmotoren vorbehalten blieb. Die verbesserten Treibstoffe, insbesondere die verbesserten Benzinsorten und die besseren Werkstoffe ermöglichen höhere Verbrennungstemperaturen und -drucke und führten daher zu einer tendenziell höheren Verdichtungszahl bei modernen Motoren im Vergleich zu früher. Auch die Verdichtung spielt für die Verbrennung des Treibstoffgemisches und damit für den Wirkungsgrad eines Motors eine entscheidende Rolle. Je höher das Verdich¬ tungsverhältnis, umso besser ist im allgemeinen die Effizienz der Verbrennung. Die maximale Verdichtung findet ihre Grenze an der Klopffestigkeit, indem das Treibstoffge¬ misch bei zu hoher Verdichtung sich selbst entzündet und damit unkontrollierte Verbren¬ nungen zum falschen Zeitpunkt einsetzen. Der Motor klopft dann und nimmt Schaden.
All die eingangs erwähnten Parameter stehen in einem komplizierten Zusammenspiel. Ein Fahrzeugmotor wird auf ständig ändernden Drehzahlen und mit unterschiedlichen Lasten betrieben. Dazu kommen die unterschiedlichen äusseren Bedingungen, namentlich die schwankenden Lufttemperaturen, Luftdrucke und Luftfeuchtigkeiten. Ein herkömmlicher Motor mit festem Verdichtungsverhältnis kann daher niemals ideal oder optimal laufen Höchstens auf einem einzelnen fixen Arbeitspunkt kann die in ihm ablaufende Verbrennung einigermassen optimiert werden. Mit einer variablen Verdichtung können die Verbren¬ nungsprozesse über den ganzen Einsatzbereich des Motors weiter optimiert werden Die vorliegende Erfindung geht von der Erkenntnis aus, dass bei der Optimierung der Ver¬ brennungsvorgange die Verdichtung zwar auf ein festes Verhältnis hin optimiert wird, dass deren variable Anpassung an die Betriebszustande jedoch bei der Optimierung ausser acht gelassen wird Das gewählte feste Verdichtungsverhältnis bildet bei der heutigen Motoren¬ technik stets einen fein gewählten Kompromiss über die Bandbreite der Betriebszustände des Motors. Je höher die Verdichtung, umso höher die Leistungsdichte oder die Literlei¬ stung des Motors, aber umso problematischer die Klopffestigkeit sowie die Beanspruchung der Teile und damit die Lebensdauer des Motors
Es gab in der Vergangenheit eine Reihe von Vorschlagen zur Realisierung einer variablen Verdichtung an einem Verbrennungsmotor Zum Beispiel wird die Kurbelwelle gegenüber dem Zylinder angehoben, oder es wird mit in der Länge variablen Zylindern gearbeitet Bekanntgeworden ist auch ein System, bei welchem die Kolbenlange variiert werden kann In der deutschen Fachzeitschrift Automobil-Industrie 4/85 wird von einem Versuch von Volkswagen berichtet, bei dem ein VW Golf mit 1 6 Liter Einspritzmotor mit einer varia¬ blen Verdichtung ausgerüstet wurde Das wurde realisiert mit einer im Zylinderkopf ange¬ ordneten Nebenkammer. Das Volumen dieser Nebenkammer und damit auch das Verdich¬ tungsverhältnis wurde mit Hilfe eines in dieser Nebenkammer beweglichen Kolbens verän¬ dert, sodass das Verdichtungsverhältnis zwischen ε= 9.5 und ε= 15.5 elektromechanisch in Abhängigkeit vom Lastzustand des Motors verändert werden konnte Im Teillastbereich (ECE- Stadtzyklus) wurden Kraft Stoffeinsparungen von bis zu 12 7% gegenüber dem opti¬ mierten Serienmotor gemessen Im Drittel-Mix betrug die Einsparung immerhin 9 6% Die variable Verdichtung birgt somit ein erhebliches Kraftstoff-Einsparungspotential Der kon¬ struktive Aufwand für die variable Verdichtung war jedoch bisher noch zu gross für eine Umsetzung in der Serie. Ein Nachteil der obenerwähnten Lösung mit einer Nebenkammer ist auch, dass der Brennraum bei niedriger Verdichtung nicht mehr kompakt ist, was sich nachteilig auf die Verbrennungsvorgänge und das Abgasverhalten auswirkt Ein weiterer Vorschlag zur Realisierung einer variablen Verdichtung stammt von Louis Damblanc aus Paris gemäss seinem deutschen Reichspatent Nr 488O59 vom 5. Dezember 1929 Eine auf den Kurbelzapfen gesetzte exzentrische Pleuel stangenlagerbuch.se ist von der Kurbelwelle aus mittels eines Differentialgetriebes verstellbar. Dieses Differentialgetriebe schliesst eine Welle ein, die konzentrisch zur Kurbelwelle in deren Innerem verläuft Ein innenverzahntes Rad ist von der Kurbelwelle angetrieben und treibt drei innenliegende, um seinen inneren Umfang verteilt angeordnete, an Bolzen auf einer als Zahnsektor wirkenden Scheibe gela¬ gerte Satelliten-Zahnräder von etwa dreimal kleinerem Durchmesser an, die alle ein zentra¬ les Zahnrad kämmen, welches auf der besagten, durch das Innere der Kurbelwelle verlau¬ fenden Welle sitzt. Der Zahnsektor ist über ein weiteres, an seinem Umfang wirkendes Zahnrad verstellbar. Dieses Differentialgetriebe ist vorallem wegen der im Innern der Kur¬ belwelle nötigen Welle aufwendig. Diese Konstruktion zum Verstellen des Verdichtungs¬ verhältnisses hat jedenfalls keine Verbreitung gefunden.
Die Erfindung stellt sich daher zur Aufgabe, einen Verbrennungsmotor zu schaffen, welcher ein variables Verdichtungsverhältnis mittels eines exzentrischen Kurbelzapfens aufweist und das daher, angepasst an die aktuellen Betriebszustände des Motors, über deren Bandbreite hin optimierbar ist und so zu einer ingesamten Steigerung der Motor-Effizienz und dessen Laufruhe beiträgt.
Diese Aufgabe wird gelöst von einem Verbrennungsmotor vom Typ Hubkolbenmotor, bei dem das Verdichtungsverhältnis variabel ist, indem der Kolbenhub verstellbar ist, weil die Pleuelstange kurbelwellenseits an einem exzentrischen Kurbelzapfen gelagert ist, wobei der exzentrische Kurbelzapfen während des Motorlaufes von Steuermitteln um seine Drehachse verstellbar ist, und der sich dadurch auszeichnet, dass der exzentrische Kurbelzapfen von mindestens zwei Schalen gebildet wird, die um die Kurbelarm-Welle der Kurbelwelle angeordnet diese umschliessen, und dass diese Schalen je mit einem Zahnrad- Segment ver¬ bunden sind, welche Segmente ebenfalls die Kurbelarm-Welle der Kurbelwelle um¬ schliessen, sowie dass das von diesen Segmenten gebildete Zahnrad als Aussenrad in einem Hohlrad grösseren Durchmessers abläuft, welches konzentrisch um die Kurbelachse der Kurbelwelle gelagert ist und in seiner Drehlage verstellbar ist, derart, dass das Aussenrad beim Abrollen im Hohlrad, wenn dieses feststeht, während eines Umganges genau eine Um¬ drehung ausf hrt.
Ein Verbrennungsmotor vom Typ Hubkolbenmotor als beispielsweise Ausführung der Erfindung ist in den Figuren dargestellt und wird in der nachfolgenden Beschreibung im einzelnen beschrieben, wobei die Funktion dieser Ausführung der Erfindung erläutert wird. Figur 1 : Ein Prinzipschema des Hubkolbenmotors mit mechanischer Regulierung des
Verdichtungsverhältnisses, wobei der Kolben mit der Einstellung des ma¬ ximalen Verdichtungsverhältnisses gerade im oberen Totpunkt steht;
Figur 2: Ein zweiteiliges Werkstück als Zahnrad und Exzenter;
Figur 3 : Das zweiteilige Werkstück in perspektivischer Ansicht;
Figur 4: Das Prinzipschema mit der Einstellung des maximalen Verdichtungsver¬ hältnisses, wobei der Kolben gerade in der Mitte zwischen dem oberen und dem unteren Totpunkt steht;
Figur 5: Das Prinzipschema mit der Einstellung des maximalen Verdichtungsver¬ hältnisses, wobei der Kolben gerade im unteren Totpunkt steht;
Figur 6: Das Prinzipschema mit der Einstellung des minimalen Verdichtungsverhält¬ nisses, wobei der Kolben gerade im oberen Totpunkt steht;
Figur 7: Das Prinzipschema mit der Einstellung des minimalen Verdichtungsverhält¬ nisses, wobei der Kolben gerade in der Mitte zwischen dem oberen und dem unteren Totpunkt steht;
Figur 8: Das Prinzipschema mit der Einstellung des minimalen Verdichtungsverhält¬ nisses, wobei der Kolben im unteren Totpunkt steht,
Figur 9: Die elliptischen Bewegungskurven, welche das Zentrum des exzentrisch an¬ geordneten Kurbelzapfens bei verschiedenen Eirϊstellungen des Verdich¬ tungsverhältnisses beschreibt; Figur 10: Die Konstruktion für die Verstellung des Verdichtungsverhältnisses von der Seite her gesehen.
In Figur 1 ist der Verbrennungsmotor anhand eines Prinzipschemas dargestellt, hier am Beispiel eines einzelnen Zylinders. Das gesamte Prinzip lässt sich ohne weiteres an mehrzy- lindrigen Motoren realisieren, egal ob die Zylinder in Reihe, V-förmig oder in Boxer-Stel¬ lung zueinander angeordnet sind. Gezeigt ist hier ein Zylinder 10 mit Ein- 1 1 und Auslass¬ ventil 12 am Zylinderkopf, sowie der im Zylinder 10 gelagerte Kolben 7, welcher über die Pleuelstange 9 mit der Kurbelwelle 14 verbunden ist. Mit 8 ist die ortsfeste Achse der Kur¬ belwelle 14 bezeichnet. An der Kurbelwelle 14 befindet sich eine Schwungmasse 13, die fest mit der Kurbelwelle 14 verbunden ist und die Gegenmasse zur Kurbelmasse bildet. Die Kurbel 25 selbst weist nun einen ganz speziellen Kurbelzapfen 1 auf. Bei einem herkömmli¬ chen Motor verläuft der Kurbelzapfen rechtwinklig zur Kurbelarm-Drehebene und be¬ schreibt bei laufendem Motor einen konzentrischen Kreis. Er weist also einen definierten und daher immer gleichbleibenden Abstand zur Kurbelwellenachse 8 auf, das heisst zur Achse 8, welche die Kurbel antreibt. Im Gegensatz hierzu ist der Kurbelzapfen gemäss der Erfindung in bezug auf die herkömmliche Kurbelzapfenachse 2, das heisst in bezug auf die herkömmliche Achse 2 des Kurbelzapfens, ein Exzenter 1. Dieser Exzenter 1 lässt sich um die herkömmliche Kurbelzapfenachse 2 verdrehen. Das kurbelwellenseitige Ende der Pleuel¬ stange 9 umschliesst diesen Exzenter 1 mit dem Pleuelstangen-Lager, sodass der Exzenter 1 im Pleuelstangen-Lager drehbar ist. Konstruktiv ist die Anordnung dieses Exzenters 1 im gezeigten Beispiel so gelöst, dass der exzentrische Kurbelzapfen 1 von zwei Schalen 26,27 gebildet wird, die um die Kurbelarm- Welle 15 der Kurbelwelle 14 angeordnet diese um- schliessen und so einen exzentrischen Kurbelzapfen 1 bilden. Diese Schalen 26,27 sind je mit einem Zahnrad- Segment 28,29 verbunden, welche Segmente 28,29 ebenfalls die Kur¬ belarm-Welle 15 der Kurbelwelle 14 umschliessen. Das von diesen Segmenten 28,29 gebil¬ dete Zahnrad 3 läuft als Aussenrad 3 in einem Hohlrad 4 grösseren Durchmessers ab, wel¬ ches konzentrisch um die Kurbelachse 8 an der Kurbelwelle 14 frei drehbar gelagert ist und in seiner Drehlage verstellbar ist. Wenn das Hohlrad 4 stationär ist, so führt das Aussenrad 3 beim Abrollen im Inneren des Hohlrades während eines Umganges genau eine Umdrehung um sich selbst aus. In Figur 2 ist dieses Werkstück, welches das Aussenrad 3 und den Exzenter 1 bildet, in a) in einem Aufriss sowie in b) in einer Draufsicht auf das untere Teil 27,29 des Werkstückes gezeigt. Das Zahnrad 3 ist rund, jedoch in der Mitte in zwei Segmente 28,29 entzweige¬ schnitten, und diese tragen auf ihrer Stirnseite die Halbschalen 26,27, die zusammengesetzt einen Exzenter 1 bezüglich der Drehachse des Zahnrades 3 bilden. Diese beiden Teile des Werkstückes werden um die Kurbel-Wellenachse, also um den herkömmlichen Kurbelzap¬ fen einer Kurbelwelle zusammengefügt und die Pleuelstange wird um den nun gebildeten Exzenter 1 angebaut. Das untere Pleuelstangenlager hält die beiden Teile passgenau zu¬ sammen.
Die Figur 2b) zeigt den unteren Teil des Werkstückes in einer Draufsicht, wobei die ebene "Schnitf-fläche schraffiert ist. Das Werkstück ist aus einer geeigneten gehärteten Stahlle¬ gierung hergestellt, wie sie für beanspruchte Zahnräder üblich ist Seine Innenseite weist eine Weissmetall-Beschichtung auf und ist gehärtet und geschliffen, um einen Abrieb zu vermeiden. Diese Innenseite läuft ja auf dem Kurbelzapfen 15, der aus einem Stahlguss be¬ steht. Die Aussenseite des Werkstückes, das heisst die Aussenseite der Schalen 26,27, ist hartverchromt. Diese Aussenseiten der Schalen 26,27 werden ja vom Pleuellager umschlos¬ sen. Die Pleuelstangen sind meist aus Aluminium, und in diesem Fall ist eine Hartverchro- mung der Aussenseiten der Schalen 26,27 hinreichend, um einen Abrieb zu vermeiden.
In Figur 3 ist das zweiteilige Werkstück noch in einer perspektivischen Ansicht gezeigt Man sieht die beiden Schalen 26,27, sowie die beiden Zahnrad-Segmente 28,29. Zusam¬ mengesetzt bilden diese Segmente ein kreisrundes Zahnrad 3 und die Schalen 26,27 einen Exzenter 1 bezüglich der Zahnrad- Achse. Dreht man also dieses Zahnrad 3, so dreht sich der Exzenter 1 ebenfalls um die Zahnradachse. Dabei wird das untere Pleuelstangen-Lager, welches den Exzenter 1 umschliesst, und die Pleuelstange, auf- und abwärts bewegt, je nach Stellung des Exzenters 1. Die Stelle am Exzenter 1 , welche bezüglich seiner Drehachse den grössten Radius aufweist, ist mit der Ziffer 16 bezeichnet und bildet gewissermassen eine Nase. In einer Alternative könnte das Werkstück statt aus zwei Teilen auch aus mehr Tei¬ len, zum Beispiel aus drei Segmenten hergestellt sein, die sich je um 120° erstrecken In der Figur 1 ist diese vom Exzenter 1 gebildete Nase 16 nach oben gerichtet. Deshalb nimmt der Kolben 7 in dieser Stellung die höchstmögliche Position ein und entsprechend klein ist das Volumen des Verbrennungsraumes. Die Verdichtung ist in dieser Stellung des Exzenters 1 die höchste. Das Zahnrad 3 ist als Aussenrad ausgebildet, hat also einen ge¬ zahnten Umfang und läuft mit diesem im Hohlrad 4 ab. Dieses Hohlrad 4 besteht aus einer Scheibe 17, welche drehbar um die Kurbelwelle 14 gelagert ist. Am Scheibenaussenrand befindet sich eine Auskragung 18, auf deren Innenseite eine Verzahnung 19 vorhanden ist Das Zahnrad 3 bildet das Aussenrad zu dieser Verzahnung 19 und läuft also längs des In¬ nenrandes dieser Auskragung 18 auf der Verzahnung 19 ab, wobei die Zähne 20 des Aussenrades 3 in jene 19 des Hohlrades 4 eingreifen. Das Verhältnis des Umfanges der Ver¬ zahnung 19 des Hohlrades 4 zu jenem des Aussenrades 3 ist 2: 1. Dadurch dreht sich das Aussenrad einmal um 360°, während es um den gesamten Umfang der Hohlrad- Verzahnung 19 abläuft, und entsprechend um bloss 180°, wenn es nur um den halben Umfang der Hohlrad- Verzahnung 19 abläuft. In bezug auf den Exzenter 1, welcher ja fest mit dem Zahnrad 3 verbunden ist, bedeutet dies, dass aus der in Figur 1 gezeichneten Position, wo die Nase 16 des Exzenters 1 gegen oben zeigt und somit die Verdichtung maximal ist, diese Nase 16 ihre Position wie folgt verändert, wenn sich die Kurbelwelle 14 um eine Umdre¬ hung dreht: Das Zahnrad 3 als ganzes und mit ihm die Kurbelzapfen-Welle bewegen sich in bezug auf die Kurbelwelle 14 zum Beispiel im Uhrzeigersinn um diese herum, wobei sich das Zahnrad 3 selbst gerade im Gegenuhrzeigersinn dreht. Nach einer solchen Drehung der Kurbelwelle um 90° zeigt die Nase 16 nach links zur Kurbelwellen- Achse hin. Das Zahnrad 3 hat sich also mitsamt dem Exzenter 1 um 90° im Gegenuhrzeigersinn gedreht Diese neue Situation nach einer solchen 90°-Drehung ist in Figur 4 dargestellt. Der Kurbelarm 25 steht jetzt horizontal und seine effektiv wirksame Länge ist gegenüber der Länge, die er in der Ausgangsposition nach Figur 1 hatte, verkürzt. Nach einer weiteren Drehung um 90° ist der Kurbelarm 25 unten angelangt und die Nase 16 zeigt nach unten. Diese Situation ist in Figur 5 dargestellt. In dieser Stellung ist der Pleuel 9 und Kolben 7 im Vergleich zu einem her¬ kömmlichen Motor gegen unten verschoben. Im Motorlauf ist dadurch auch der Ansaughub des Kolbens 7 gegenüber der bisherigen Konstruktion verlängert, was sich ebenfalls positiv auf das Verdichtungsverhältnis auswirkt. Nach einer weiteren 90°-Drehung zeigt die Nase 16 wiederum in Richtung zur Kurbelwellenachse hin, und nach einer abermaligen Drehung um 90°, also nach einer vollendeten 360°-Drehung, zeigt sie wieder nach oben, wie in der Ausgangsposition gemäss Figur 1 gezeigt. Das Zentrum des Exzenters 1 beschreibt den tatsächlich wirksamen Kurbelweg, weil ja das untere Pleuellager den Exzenter 1 um¬ schliesst.
Wie man nun anhand von Figur 1 sieht, wo das Zentrum des Exzenters 1 mit der Ziffer 21 bezeichnet ist, ist dieses Zentrum 21 gegenüber der Achse 2 der Kurbelzapfen-Welle 15, die durch die Drehachse des Zahnrades 3 gebildet wird, nach oben verschoben. Entsprechend ist auch die Pleuelstange 9, welche am Exzenter 1 angelenkt ist und die oben mit dem Kolben 7 verbunden ist, angehoben, und mit ihr natürlich auch der Kolben 7. Somit nimmt der Kolben 7 im oberen Totpunkt wie in Figur 1 gezeigt, eine erhöhte Position ein. Entspre¬ chend wird eine höhere Verdichtung erzielt. Umgekehrt ist der untere Totpunkt des Kol¬ bens 7 wegen der nach unten zeigenden Nase 16 des Exzenters 1 wie in Figur 5 gezeigt im gleichen Masse nach unten versetzt, was wie schon erwähnt einen längeren Ansaughub ermöglicht und das Verdichtungsverhältnis abermals steigert. In bezug auf die wirksame Kurbelarmlänge nimmt diese in den Zwischenpositionen, etwa in der in Figur 4 gezeigten Stellung, einen dazwischenliegenden Wert ein. Die Kurbelarmlänge erreicht also hier im oberen Totpunkt des Kolbens 7 ein Maximum, nimmt nach einer 90°-Drehung ein Minimum ein und kommt dann gegen den unteren Totpunkt hin wieder zu einem Maximum. Die gleiche Variation erfährt sie bis zum Erreichen des oberen Totpunktes des Kolbens 7. Die Kurbel beschreibt also nicht mehr einen Kreis, sondern eine stehende Ellipse.
Dieser Verbrennungsmotor kann nun aber verschiedene Verdichtungsverhältnisse anneh¬ men. Hierzu wird das Zahnrad 3 mit dem Exzenter 1 um die Achse 2 der Kurbelzapfen- Welle 15 verdreht. Dies erfolgt mittels Verdrehen des Hohlrades 4 um die Kurbelwelle. In Figur 6 ist die andere Extremposition dargestellt, in welcher die Nase 16 am Exzenter 1 in der obersten Position des Kolbens 7, also in dessen oberem Totpunkt, nach unten zeigt. Das Volumen des Verbrennungsraumes ist mit dieser Einstellung maximal. Rollt nun das Aussenrad 3 aus dieser Ausgangsposition in gleicher Weise am verzahnten Umfang 19 des Hohlrades 4 ab, so erreicht der Exzenter 1 nach einer 90°-Umdrehung der Kurbelwelle im Uhrzeigersinn zunächst die Zwischenposition wie in Figur 7 gezeigt. Die Nase 16 zeigt hier in bezug auf die Kurbelwellenachse 8 radial gegen aussen und entsprechend ist der wirk¬ same Kurbelarm von maximaler Länge. Im unteren Totpunkt des Kolbens 7, wie das in Figur 8 gezeigt ist, nimmt die Nase 16 eine Lage ein, wo sie nach oben zeigt, also zur Kur¬ belwellenachse 8 hin. Somit hat der Kolben 7 mit dieser Einstellung der Verdichtung einen minimalen Hub. Der Ansaugweg ist minimal, das Volumen des Verbrennungsraumes ist maximal und somit ist das Verdichtungsverhältnis minimal. Die Kurbel beschreibt eine liegende Ellipse Durch Verstellen des Exzenters 1 in der Bandbreite zwischen diesen beiden beschriebenen Maximalpositionen kann das Verdichtungsverhältnis frei gewählt werden. In den Zwischeneinstellungen beschreibt die Kurbel jeweils immer eine gleichförmige Ellipse, jedoch ist diese dann weder stehend noch liegend, sondern schiefwinklig in bezug auf die Kolben-Bewegungsrichtung.
In Figur 9 sind die verschiedenen Kurven, welche das Zentrum des Exzenters 1 bei ver¬ schiedenen Einstellungen beschreibt, dargestellt. Der Kolben bewegt sich dabei in den Rich¬ tungen wie mit den Pfeilen angegeben. In Figur 9a) ist die Einstellung für das höchste Verdichtungsverhältnis gezeigt. Hier beschreibt die Kurbel eine stehende Ellipse. Zum Ver¬ gleich ist der Kurbelkreis bei einem herkömmlichen Motor strichliniert angedeutet. Der Kol¬ benweg ist mit dieser Einstellung also länger. Sowohl der Ansaugweg wie auch der Verdichtungsweg ist länger und gleichzeitig ist das Volumen des Verbrennungsraumes reduziert. Das Verdichtungsverhältnis ist bei dieser Einstellung am grössten. Weil mit zu¬ nehmender Verdichtung der Wirkungsgrad des Motors ansteigt, wobei die Zunahme bei kleinen Lasten am grössten ist, wird diese Einstellung bei einem Benzinmotor irgendwo im Teillastbereich eingesetzt, während das Verdichtungsverhältnis unter Vollast etwas abge¬ senkt wird. Beim Dieselmotor ist es vorteilhaft, das maximale Verdichtungsverhältnis zum Starten des Motors einzustellen, um es hernach für den Betrieb abzusenken.
In Figur 9b) ist die Kurve gezeigt, welche das Zentrum des Exzenters 1 bei der Einstellung des minimalen Verdichtungsverhältnisses beschreibt. Der Kurbelzapfen beschreibt eine identische Ellipse, die hier aber liegt. Der Kolbenweg ist minimal, das heisst sowohl der Ansaugweg wie auch der Verdichtungsweg ist minimal. Gleichzeitig ist wegen des zurück¬ genommenen oberen Totpunktes auch das Volumen des Verbrennungsraumes vergrössert Entsprechend ist das Verdichtungsverhältnis mit dieser Einstellung minimal. Diese Einstel¬ lung eignet sich zum Beispiel für den Leerlauf. In Figur 9c) ist die Kurve gezeigt, welche das Zentrum des Exzenters 1 bei einer mittleren Zwischeneinstellung beschreibt. Wiederum beschreibt der wirksame Kurbelzapfen dieselbe Ellipse, doch diese steht jetzt schiefwinklig zur Kolben-Bewegungsrichtung. Je nach Um¬ drehungsrichtung kann der Exzenter 1 bzw. die von ihm gebildete Nase 16 gegen links oder gegen rechts gedreht werden. Die gewünschte Motorcharakteristik wird diktieren, ob bei der gezeigten Ellipse der Motor im Uhrzeiger- oder Gegenuhrzeigersinn laufen soll. Die Laufrichtung im Uhrzeigersinn dürfte sinnvoll sein, weil dann die Verdichtung längstmöglich anhält, sodass die Verbrennung optimal ablaufen kann und der Verbrennungsdruck sich dann am effizientesten entfalten kann, das heisst mit maximaler, jedoch mit fortschreitender Umdrehung abnehmender Kurbellänge.
Die eigentliche Verstellung des Exzenters 1 erfolgt ja durch die Verdrehung des Zahnrades 3 mittels des Hohlrades 4. Damit der Exzenter 1 um 180° von der einen Maximal-Position in die andere verdreht werden kann, muss das Hohlrad 4 um eine Viertel-Umdrehung um die Kurbelwellenachse 8 verdreht werden. Diese Verdrehung des Hohlrades 4 kann durch verschiedene Verstellmittel realisiert werden. In den Figuren 1 sowie 4 bis 8 und 10 ist ein Beispiel dazu gezeigt. Das Hohlrad 3 weist auf der flachen, der Auskragung abgewandten Rückseite der Scheibe 17 ein konzentrisches und fest mit ihm verbundenes Zahnrad 5 auf, das als Stirnrad wirkt. In die in der Figur 1 angedeutete Verzahnung 22 des Umfanges die¬ ses Stirnrades 5 greift die Verzahnung 23 eines Steuer-Zahnrades 6 ein, das um eine seitlich angeordnete Welle 24 drehbar ist. Dadurch, dass wie hier gezeigt das Steuer-Zahnrad 6 einen mehr als doppelt so grossen Radius wie das Stirnrad 5 aufweist, muss das Steuer- Zahnrad für die Verstellung von einer Maximalposition zur anderen um bloss noch etwa 40° Grad verdreht werden. Bei mehreren Zylindern, die in Reihe angeordnet sind, sitzen mehrere solche Steuer-Zahnräder auf einer gemeinsamen Seitenwelle 24. Bei einem V- Motor kann eine zentrale Welle zwischen den V-Schenkeln angeordnet werden, von wel¬ cher aus die Hohlzahnräder 4 zu jedem Zylinder betätigt werden. Eine ähnliche Anordnung ist auch bei einem Boxer-Motor möglich, sodass die gleiche Seitenwelle die Hohlzahnräder zu den jeweils gegenüberliegenden Zylindern steuert. Die Betätigung des Steuer-Zahnrades 6 kann auf verschiedenste Arten erfolgen. Denkbar ist zum Beispiel ein Antrieb über einen Servomotor in Form eines elektrischen Schrittmotors, der direkt oder indirekt, zum Beispiel mittels eines Zahnriemens oder eines Ritzels, auf die Seitenwelle 24 wirkt und mit dem eine rasche Verstellung von der einen zur andern Maximaleinstellung bewerkstelligt werden kann. Dieser Schrittmotor wird vorteilhaft von einem Mikroprozessor gesteuert. Der für die Steuerung zum Einsatz kommende Mikroprozessor kann mit mehreren Parametern elektro¬ nisch gespiesen werden. So kann zum Beispiel die Motorlast am Getriebe elektronisch gemessen werden, wie diese Daten auch für die Schaltung von manchen automatischen Getrieben ohnehin ermittelt werden. Weiter kann die Motordrehzahl als massgeblicher Parameter elektronisch erfasst werden und ebenfalls für die Regelung des Verdichtungs¬ verhältnisses berücksichtigt werden. Auch die Signale eines Klopfsensors, der an vielen modernen Fahrzeugmotoren bereits vorhanden ist, können verarbeitet werden. Der Ver- brennungsdruck und die Verbrennungstemperatur können ebenfalls zur Verrechnung ermit¬ telt werden. In einem solchen Mikroprozessor werden schliesslich all diese Daten anhand eines mehrdimensionalen Kennfeldes zu einem Ausgangssignal verarbeitet, welches schliess¬ lich den Schrittmotor zur Veränderung der Lage des oder der Steuer-Zahnräder ansteuert
In Figur 10 ist eine Darstellung des Motors von der Seite her gesehen gezeigt, wobei hier zwei Kolben 7 mit ihren Kurbelantrieben dargestellt sind. Die Konstruktion für die Verstel¬ lung des Verdichtungsverhältnisses schliesst wie schon beschrieben je ein auf der Kurbel¬ welle 14 sitzendes Hohlrad 4 ein, welches freilaufend auf der Kurbelwelle 14 gelagert ist. Diese Hohlräder 4 sind hier zum besseren Verständnis teilweise aufgeschnitten dargestellt. Die flache, der Auskragung abgewandte Rückseite der Scheibe 17 trägt konzentrisch ein fest mit ihr verbundenes Zahnrad 5. Innerhalb der innen verzahnten Auskragung des Hohl¬ rades 4 läuft ein Zahnrad 3, das fest mit einem Exzenter 1 verbunden ist. Dieser Exzenter 1 umschliesst die Kurbelarm-Welle 15 und ist darauf freidrehend gelagert. Das untere Pleuel¬ lager 25 der Pleuelstange 9 umschliesst den Exzenter 1, dessen Nase 16 beim linken Kolben 7 gegen oben zeigt und beim rechten Kolben 7 gegen unten. Entsprechend ist der linke Kolben 7 etwas angehoben, der rechte etwas erniedrigt. Wird das Zahnrad 5 mit dem Hohl- rad 4 verdreht, so dreht sich ortsfest auch der Exzenter 1, sodass die von ihm gebildete Nase 16 ihre Lage verschiebt. Beim Motorlauf rollt das Zahnrad 3 im Innern des Hohlrades 4 als Aussenrad ab und bewirkt, dass sich der Exzenter 1 um einen Kurbelwellenumgang genau um 360° dreht. Wenn also die Kurbelwelle um 180° dreht, so dreht sich auch der Exzenter 1 um 180° und entsprechend zeigt dann die von ihm gebildete Nase 16 nach unten, wie das am rechts gezeigten Kurbelwellenausschnitt sichtbar ist. Weil die Nase 16 dort nach unten zeigt, ist die untere Kolbenposition erniedrigt. Insgesamt hat man also einen grösseren Kolbenhub und gleichzeitig wird natürlich das Volumen des Verbrennungsraums reduziert. Das Verdichtungsverhältnis ist erhöht. In den Zwischenpositionen ist der wirksame Kurbelarm kleiner. Das effektiv wirksame Zentrum des Kurbelzapfens beschreibt bei erhöhter Verdichtung eine stehende Ellipse.
Als Alternative kann das Hohlrad 4 an seinem äusseren Umfang eine Verzahnung aufweisen und mittels eines Zahnrades verstellt werden, das direkt in diese Verzahnung eingreift. Bei einer bestimmten Verdichtungseinstellung bleibt das Hohlrad während des Motorlaufs sta¬ tionär. Es ist auch denkbar, das Hohlrad mit der Kurbelwelle mitlaufen zu lassen. In diesem Fall würde die Drehlage des Exzenters über eine Umdrehung stets dieselbe bleiben, sodass also die wirksame Kurbelarmlänge um die ganze Umdrehung immer dieselbe wäre. Entspre¬ chend würde das Zentrum des Exzenters nicht mehr eine Ellipse, sondern einen Kreis beschreiben. Die Verstellung würde dann so erfolgen, dass die Drehlage des Hohlrades be¬ züglich der Kurbelachse verändert werden müsste.
Der erfindungsgemässe Motor ermöglicht durch die Regulierung des Verdichtungsverhält¬ nisses die Berücksichtigung eines weiteren wichtigen Parameters, welcher die Charakteristik und Leistungsentfaltung eines Motors massgeblich beeinflusst. Die Modifikation kann dabei von den bestehenden Motoren ausgehen, wobei bloss die Kurbelwellen und in gewissen Fällen die Motorblöcke für neue Serien angepasst werden müssen, und nicht eine gänzliche Neukonstruktion eines Motors nötig ist. In vielen Fällen kann der bestehende Motorblock sogar weiterverwendet werden, wenn genügend Platz zur Anordnung der Zahnräder und der Seitenwelle vorhanden ist. So bleiben die Zylinder, Kolben, Pleuel und die peripheren Bestandteile eines Motors wie Zündung und Einspritzung sowie die Nebenaggregate von dieser Modifikation im Prinzip unberührt. Der Verbrennungsmotor mit variabler Verdichtung verspricht eine bedeutend verbesserte Leistungsentfaltung bei gleichzeitig besserer Laufruhe und wegen der gesteigerten Effizienz einen weiter optimierten Treib¬ stoffverbrauch, wobei infolge der optimierten Verbrennung auch der Schadstoff-Ausstoss weiter reduziert werden kann.

Claims

Patentansprüche
1. Verbrennungsmotor vom Typ Hubkolbenmotor, bei dem das Verdichtungsverhältnis variabel ist, indem der Kolbenhub verstellbar ist, weil die Pleuelstange (9) kurbelwel- lenseits an einem exzentrischen Kurbelzapfen (1) gelagert ist, wobei der exzentrische Kurbelzapfen (1) während des Motorlaufes von Steuermitteln (3-6) um seine Dreh¬ achse (2) verstellbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass der exzentrische Kurbelzapfen (1) von mindestens zwei Schalen (26,27) gebildet wird, die um die Kurbelarm-Welle (15) der Kurbelwelle (14) angeordnet diese umschliessen, und dass diese Schalen (26,27) je mit einem Zahnrad-Segment (28,29) verbunden sind, welche Segmente (28,29) ebenfalls die Kurbelarm-Welle (15) der Kurbelwelle (14) umschliessen, sowie dass das von diesen Segmenten (28,29) gebildete Zahnrad (3) als Aussenrad (3) in einem Hohlrad (4) grösseren Durchmessers abläuft, welches konzentrisch um die Kurbelachse (8) der Kurbelwelle (14) gelagert ist und in seiner Drehlage verstellbar ist, derart, dass das Aussenrad (3) beim Abrollen im Hohlrad (4), wenn dieses fest¬ steht, während eines Umganges genau eine Umdrehung ausführt.
2. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (4) auf seiner flachen Aussenseite konzentrisch mit einem Stirnrad (5) verbunden ist, wel¬ ches von einem weiteren, in dieses Stirnrad (5) eingreifenden Steuer-Zahnrad (6) ver¬ stellbar ist
3. Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (4) an seinem äusseren Umfang eine Verzahnung aufweist und mittels eines Steuer-Zahn¬ rades (6) verstellbar ist, das direkt in diese Verzahnung eingreift.
4. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuer-Zahnrad (6) mittels eines gesonderten Servomotors verdrehbar ist und somit das Verdichtungsverhältnis des Motors durch Veränderung der Kurbellänge variabel ist, wobei der Servomotor von einem Mikroprozessor ansteuerbar ist, in welchem mindestens ein ermittelter Betriebsparameter des Motors elektronisch verarbeitbar ist.
5. Verbrennungsmotor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Servomotor ein elektrischer Schrittmotor ist, welcher über ein Ritzel das Steuer-Zahnrad (6) an¬ treibt.
6. Verbrennungsmotor nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Servomotor ein elektrischer Schrittmotor ist, welcher über einen Zahnriemen das Steuer-Zahnrad (6) oder dessen Antriebsachse (24) antreibt.
7. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Mikroprozessor vorhanden ist, der ein oder mehrere Signale entsprechend der im Getriebe ermittelten Motorlast, der ermittelten Motordrehzahl, der ermittelten ange¬ saugten oder geladenen Luftmenge, sowie mit dem Signal von einem Klopfsensor ver¬ sorgt ist, und mittels dessen diese Werte elektronisch zu einem Steuersignal für den Servomotor verarbeitbar sind.
8. Verbrennungsmotor nach einem der Ansprüche 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass im Falle eines Motors mit mehreren Zylindern die Steuer-Zahnräder (6) zu den einzelnen Zylindern fest auf einer gemeinsamen Seitenwelle (24) angeordnet sind.
9. Verbrennungsmotor nach einem der vorhergehenden Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuer-Zahnrad (6) einen mehr als doppelt so grossen Radius wie das Stirnrad (5) aufweist.
10. Verbrennungsmotor nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekenn¬ zeichnet, dass das Hohlrad (4) mit der Kurbelwelle mitlaufend ausgeführt ist, jedoch seine relative Drehlage zur Kurbelwelle verstellbar ist, derart, dass die wirksame Kur¬ belarmlänge um die ganze Kurbel-Umdrehung immer dieselbe ist.
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