WO2005042930A2 - Brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2005042930A2
WO2005042930A2 PCT/AT2004/000372 AT2004000372W WO2005042930A2 WO 2005042930 A2 WO2005042930 A2 WO 2005042930A2 AT 2004000372 W AT2004000372 W AT 2004000372W WO 2005042930 A2 WO2005042930 A2 WO 2005042930A2
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WO
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valve
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internal combustion
combustion engine
gas exchange
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Johann Wagner
Bernhard PRÄSENT
Christof Knollmayr
Josef Wolkerstorfer
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Avl List Gmbh
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Priority claimed from AT4122004A external-priority patent/AT413853B/de
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    • F01L2820/01—Absolute values

Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine with a variable valve actuation device for a gas exchange valve which can be actuated via a cam and a tappet, the cam acting on the gas exchange valve via an actuating member which can be pivoted transversely to the camshaft axis between at least two positions. Furthermore, the invention relates to an internal combustion engine with a valve actuating device with a tappet for a cam-operated gas exchange valve, the tappet being profiled and having a contact surface facing the cam, which has at least a first and a second section. The invention also relates to an internal combustion engine with at least one valve insert for at least one gas exchange valve of a gas exchange channel arranged in a cylinder head. The invention further relates to a method for operating an internal combustion engine with preferably electrohydraulic, fully variable valve train.
  • the valve actuators are typically designed to achieve maximum power output at high engine speeds.
  • the profiles of the cams of the gas exchange valves are designed so that high gas flows can be achieved at high speeds, with maximum valve strokes and opening times being designed for the highest possible gas flows. At low speeds, however, the long opening times of the gas exchange valves reduce the degree of delivery, which leads to lower torques and efficiency.
  • EP 0 292 185 B1 proposes to design the cup tappet in a profiled manner, the angular orientation of the profiled end face with respect to the axis of rotation being able to be changed by rotating the valve tappet.
  • the cup tappet has a tiltable disc, which can be tilted by rotating the cam about a swivel joint in the area of the center of the cup tappet. It is disadvantageous that a relatively high design effort is required to rotate the tappet.
  • EP 1 209 326 A2 discloses a variable valve actuation device for a gas exchange valve actuated by a cam via a bucket tappet, an actuation element essentially configured as a plate being arranged between the cam and the valve stem of the gas exchange valve, said actuation element being in one position by means of a hydraulic actuator can be fixed, wherein a locking piston is pressed against the actuator.
  • a hydraulic actuator When the hydraulic actuator is deactivated, part of the cam stroke is absorbed by the actuator pivoted into a second position, whereby the effective valve lift of the gas exchange valve is less than when the hydraulic actuator is activated.
  • the piston axis of the locking piston is arranged parallel to the valve axis within the tappet.
  • this has a disadvantageous effect on the height of the cup tappet.
  • valve lift curve In the case of non-variable valve actuation devices, the design of the valve lift curve is limited by the shape of the cam profile for a given base circle diameter, as far as the maximum valve lift in relation to the minimum valve opening duration is concerned, especially in valve drives without valve play compensation.
  • the pre-cam To ensure smooth opening and closing of the gas exchange valve when the engine is cold and warm, the pre-cam must have a minimum length to overcome the valve clearance. If this minimum length is not guaranteed, the line of contact between the cam and the tappet at the beginning of the valve stroke is no longer in the area of the pre-cam and thus far outside the center of the cup, as a result of which the cam hits the contact surface of the tappet and extremely high acceleration forces occur, which are very high Cause wear and are noticeable through high valve operating noises.
  • the valve opening duration of the gas exchange valve primarily depends on the angle between the front cam and the cam tip. If the valve opening time is to be reduced, the tip radius must be smaller if the cam stroke and flank radius remain the same. However, the tip radius of the cam tip cannot be reduced arbitrarily, because its reduction also increases the Hertzian surface pressure. To avoid excessive Hertzian surface pressure, the only option left is to reduce the cam stroke. For a given base circle radius, changing the cam shape means that the opening time can only be reduced while simultaneously reducing the maximum cam stroke. However, this has the disadvantage that there is a significant loss of performance in the upper speed range.
  • Valve seats for gas exchange valves of internal combustion engines are often formed by valve seat rings fixedly arranged in the cylinder head. Since the valve seat area is a thermally highly stressed region of the cylinder head, sufficient heat dissipation is required. When using valve seat rings, however, there is the problem that cooling channels formed in the cylinder head cannot be brought close enough to the valve seat area. From DE 30 32 276 AI valve seat rings with cooling channels formed between the valve seat ring and the cylinder head are known, however, there is a risk that leaks can occur. Another disadvantage of valve seat rings is that they take up a relatively large amount of space and the material webs between the valve openings have to be made very narrow, which increases the risk of cracks.
  • valve seat insert made of ceramic material is cast into the cylinder head and extends from the valve seat to the valve guide area. It is disadvantageous that the production of such ceramic components is relatively expensive. Cast-in valve seat inserts also have the disadvantage that they cannot be replaced in the event of a repair.
  • Cast valve seat inserts for cylinder heads of large engines with an integrated valve seat and an integrated valve guide are also known from US Pat. No. 4,008,695 A. However, these are not suitable for smaller engines, for example vehicle engines.
  • the control of the gas exchange valves by means of camshafts only allows control times and / or stroke of the gas exchange valves to be set to a limited extent in accordance with the operating conditions of the internal combustion engine.
  • both the stroke of the gas exchange valves and its control time can in principle be set freely. This can improve the operating behavior of the internal combustion engine, its specific fuel consumption and its emissions.
  • Electro-hydraulic valve control devices for realizing a fully variable valve actuation are known from DE 101 27 205 AI and DE 101 34 644 AI. Compared to variable mechanical or variable electromagnetic valve control, the variable electro-hydraulic valve control offers advantages in terms of charge movements and pumping losses.
  • valve pockets molded into the piston can increase the valve lift height in the area of the top dead center of the gas exchange and thus improve the fresh air purging, but such deformations in the piston surface sometimes have a disadvantageous effect on the combustion.
  • the object of the invention is to avoid these disadvantages and to increase the power in the lower speed range in the simplest possible manner or to increase torque and efficiency in the lower speed range without sacrificing performance in the upper speed range.
  • the variable valve actuation device should require the smallest possible combustion chamber.
  • a further task is to ensure adequate cooling in the valve seat area in the simplest possible manner, it being possible to subsequently replace defective valve seat inserts.
  • Another object of the invention is to improve consumption and emissions, particularly in the full load range.
  • the actuating member in its first position defining a first valve stroke can be fixed by a locking piston and a second valve stroke defining a second position of the actuating member is smaller than the first valve stroke
  • the piston axis of the locking piston preferably being approximately normal to the valve axis is arranged and preferably intersects the valve axis.
  • the locking piston arranged approximately normal to the valve axis in a transverse bore thus becomes approximately normal to a reference plane spanned by the camshaft axis and the valve stem axis on the actuating member.
  • the additional space required in the cup tappet corresponds approximately to the diameter of the locking piston and is very small, so that the valve actuation device can be made very compact.
  • the gas passing through the gas exchange valve is influenced primarily by changing the control time, while the maximum stroke of the gas exchange valve remains largely unchanged. This has the advantage that high engine power is available due to the unchanged large maximum valve lift, particularly in the lower speed range.
  • the actuating member can roll with a lower contact surface facing away from the cam on a corresponding counter surface of the cup tappet, it preferably being provided that the lower contact surface of the actuating member has a rolling contour with a convexly curved surface.
  • the counter surface of the cup tappet has a convexly curved rolling contour.
  • the actuating member is rotatably mounted about a pin which is fixed to the tappet, the bearing bore of the actuating member being formed by an elongated hole.
  • the locking piston is arranged on the same side as the axis of rotation with respect to a reference plane formed by the camshaft axis and the valve axis.
  • the axis of rotation of the actuating member is located approximately in the area of the intersection between the piston axis of the locking piston and the valve axis, but is preferably slightly spaced from it. It can be provided that the distance between the geometric axis of rotation and the valve axis corresponds to a maximum of half the tappet radius, preferably a maximum of the valve stem diameter, particularly preferably a maximum of half the valve stem diameter.
  • the actuating element essentially has the shape of a wedge.
  • the actuating member has on its side facing the locking piston a locking opening shaped corresponding to the locking piston, into which the locking piston engages in the first position of the actuating member. In this way, a reliable fixing of the actuator in its first position is guaranteed.
  • the actuating member is designed without a bearing bore and is therefore loosely connected to the tappet body of the cup tappet.
  • the preferably platelet-shaped actuator rolls with its lower contact surface on a rolling contour formed by the counter surface of the tappet body, the instantaneous geometric axis of rotation of the actuator approaching the reference plane when pivoting from the first position to the second position.
  • the actuating member can be tilted about an edge formed by the tappet body and the axis of rotation is thus formed by the edge of the tappet body.
  • the actuating member has at least one, preferably two, circular segment-shaped guide lugs which are guided in corresponding grooves in the tappet body.
  • the locking piston is located in a transverse bore of the tappet body of the bucket tappet which penetrates the reference plane. leads.
  • the locking piston acts on a stop on the underside of the actuator and prevents its tilting movement.
  • the tilting movement of the actuating member is released, wherein the actuating member can have a recess on its underside for release from the locking piston.
  • the locking piston can be activated hydraulically, mechanically or pneumatically.
  • the first and second sections are designed to be inclined to one another, the second section preferably being convexly inclined with respect to the first section which is preferably arranged normal to the stroke axis of the bucket tappet. It is preferably provided that the transition area between the first and second sections is spaced from a reference plane spanned by the stroke axis and the camshaft axis, the distance preferably corresponding to a maximum of half the tappet radius, preferably a maximum of the valve stem diameter, particularly preferably a maximum of half the valve stem diameter.
  • the line of intersection between the contact surface of the first section and the second section runs essentially parallel to the reference plane.
  • the contact surface can have a first radius of curvature of approximately 50 mm at most. It is particularly advantageous if the contact surface of the second section is convexly curved with a radius of curvature of at least approximately 50 mm. In a particularly advantageous embodiment variant of the invention it is provided that the angle of inclination between the first and the second section is between approximately 185 ° and 210 °, preferably between approximately 190 ° and 200 °.
  • the valve stroke curve can be significantly influenced by varying the eccentricity, the first radius of curvature and the second radius of curvature, as well as the angle ⁇ and the valve clearance.
  • the bucket tappet must be installed so that it cannot twist.
  • the gas exchange valve closes earlier or later.
  • this is caused primarily by the bevel of the rolling contour on one side, whereby this must start eccentrically with the largest possible radius.
  • the eccentricity is of great importance because the contact line between the cam and the cup tappet moves from the inside to the outside during one revolution of the camshaft, i.e. from the stroke axis to the cup edge zone, and then to the opposite lying on the edge of the cup to cross the entire cup area and return from here back to the stroke axis, i.e. towards the center of the cup.
  • valve seat insert extends from a valve seat area to a valve guide area for the gas exchange valve, the valve seat insert preferably being made of sheet metal, preferably sheet steel.
  • the valve seat insert can be formed from a sheet metal blank in a simple manufacturing process. On the one hand, this has the advantage that the valve seat insert can be mass-produced very inexpensively.
  • a sheet metal part has a better thermal conductivity than a ceramic part, so that particularly good heat dissipation from thermally stressed regions is possible.
  • valve seat insert is connected to the cylinder head in an interchangeable manner, the valve seat insert preferably being pressed into the cylinder head. If necessary, a worn valve seat insert can be removed from the cylinder head and a new valve seat insert inserted.
  • valve seat insert is fixedly connected to a valve guide which accommodates the shaft of the gas exchange valve and is fixedly arranged in a receiving bore of the cylinder head.
  • the valve seat insert can be made in one piece with the valve guide or separately from it.
  • valve seat insert has an annular extension surrounding the valve stem of the gas exchange valve, which is inserted, preferably pressed, into the receiving bore of the cylinder head for the valve guide.
  • valve seat insert between the valve seat area and extension has a dome-like, continuous connecting wall, the connecting wall in the area of the gas exchange channel having a passage opening corresponding to the cross section of the gas exchange channel ,
  • the connecting wall in the area of the gas exchange channel having a passage opening corresponding to the cross section of the gas exchange channel
  • valve seat insert between the valve seat area and the extension has a dome-like connecting wall with openings, the connecting wall in the area of the gas exchange channel having a passage opening corresponding to the cross section of the gas exchange channel.
  • the openings in the connecting wall enable heat exchange between the gas exchange duct and the cylinder head.
  • At least one connecting web is preferably formed between the extension and the valve seat region, preferably at least one connecting web being arranged in the tongue region of the spiral duct.
  • the connecting webs are shaped in a flow-favorable manner in the inflow direction and have, for example, a guide vane profile.
  • the swirl inlet flow can be favored by the guide vanes shaped in the manner of a guide vane.
  • the extension is designed to support the swirl in the region of the valve chamber.
  • the flow losses can be kept as small as possible if the extension in the area of the gas exchange duct surrounds the shaft of the gas exchange valve as closely as possible.
  • Consumption and emissions in full-load operation can be decisively improved if at least one inlet valve and / or one outlet valve is opened or closed discontinuously at least in the area of top dead center of the gas exchange. Due to the discontinuous or discontinuous actuation of the intake and exhaust valves, the gas exchange can be optimally adapted to the combustion requirements. This means that combustion can be optimized in terms of consumption, emissions and / or load in all load ranges.
  • valve lift is kept essentially constant between the stages.
  • an essentially flat ramp is formed between the stages, in which the inlet or outlet valve does not change its valve lift.
  • the intake valve lift and / or the exhaust valve lift in the area of top dead center are moved simultaneously and in the same direction as the piston, with a predefined minimum distance between the piston and the intake valve or exhaust valve preferably not less than 0.8 mm. Because the valve lift of the movement following the piston, the inlet valve or the outlet valve can “dive” under the piston while maintaining a relatively large safety distance.
  • the inlet valve is opened up to a first opening position before top dead center of the gas exchange and further up to a second opening position after top dead center, the valve lift being constant in the first opening position in the area of top dead center is maintained, wherein the valve lift of the inlet valve is preferably reduced from the second open position into a third open position, and wherein the valve lift of the third open position is kept constant for a predefined period before the inlet valve is finally closed.
  • the intake valves are actuated again, which results in a further valve lift from the first to the second open position, which optimizes the inflow to the cylinder charge.
  • the exhaust valve is opened into a first opening position at the beginning of the exhaust stroke, the valve stroke of the first opening position being kept constant for a predefined period and then being further expanded into a second opening position, the valve stroke of the exhaust valve preferably being immediately before top dead center of the charge change from the second opening position to a third opening position is reduced, and wherein the valve lift in the third opening position is kept constant for a predefined duration.
  • the outlet valve is closed from the second open position in the area of the top dead center of the charge change, preferably immediately after top dead center of the charge change.
  • the inlet valve lift can be precontrolled to a stroke value that is not critical for the form of collision by means of the electro-hydraulic valve train. This improves the purging behavior, whereby controlled internal residual gas recirculation is possible.
  • Optimal fresh air purging can thus be achieved in the area of the top dead center of the charge change, valve pockets in the piston being dispensed with or at least the depth of valve pockets in the piston being substantially reduced.
  • the overlap area of the lifting curves in the area of the top dead center of the charge exchange can be optimized to implement internal residual gas control in the partial load range, and on the other hand the purging behavior at full load can be significantly improved. Due to the optimally designed intake stroke during the intake phase, gas exchange losses can be significantly reduced and the full load potential can be significantly increased. Simplified collision models can be used due to the quilted valve lifting of exhaust and intake valves.
  • FIG. 2a shows a variable valve actuation device in a second embodiment variant in a locked position
  • FIG. 3 shows a variable valve actuation device in a third embodiment variant in a locked position
  • Figure 4 shows this valve actuation device in a section along the line IV-IV in Fig. 3.
  • FIG. 9 shows a valve actuation device according to the invention in a section
  • FIG. 11 shows a stroke diagram of an internal combustion engine with the valve actuation device according to the invention
  • Fig. 12 is a stroke diagram of a conventional valve operating device; 13 shows a stroke diagram of the valve actuation device according to the invention in comparison with a conventional valve actuation device;
  • FIG. 14 shows a cylinder head with a valve seat insert according to the invention in section in a first embodiment variant
  • FIG. 15 shows a cylinder head with a valve seat insert according to the invention in section in a second embodiment variant
  • FIG. 16 shows the valve seat insert in section along the line XVI-XVI in FIG. 15;
  • FIG. 17 shows a valve lift diagram for a first embodiment of the method according to the invention.
  • FIG. 18 shows a valve lift diagram for a second embodiment of the method according to the invention.
  • FIGS. 1 to 7 each show a variable valve actuation device 1 for a gas exchange valve 2 of an internal combustion engine, the gas exchange valve 2 being actuated via a cam 3 and a cup tappet 4.
  • the cam 3 acts on the tappet 4 via an actuator 5 which can be pivoted about a geometric axis of rotation 6.
  • the actuating member can be pivoted between a first position A and a second position B and can be fixed in the first position A by a locking piston 7 that can be actuated hydraulically, for example.
  • the actuating member 5 has a wedge-shaped cross section and is rotatably supported by means of a bearing bore 8 in the actuating member 5 about a pin 10 fixed in the tappet body 9 of the bucket tappet 4 ,
  • the geometric axis of rotation 6 and the locking piston 7 are arranged on the same side of a reference plane 11 spanned by the valve axis 2a and the camshaft axis 3a.
  • the locking piston 7 is slidably mounted in a transverse bore 12 of the tappet body 9, the piston axis 7a being arranged approximately normal to a reference plane 11 spanned by the valve axis 2a and the camshaft axis 3a. Piston axis 7a and axis of rotation 6 are located approximately in a normal plane 24 on the valve axis 2a. This enables a very compact design of the valve actuating device 1.
  • the blocking piston 7 can be acted upon by pneumatic or hydraulic pressure via pressure lines 13, wherein when the blocking piston 7 is activated, it can be locked in a lateral latching opening 14 of the actuating element 5 in order to fix it in the first position A. When the pressure is released, the locking piston 7 is brought out of the latching opening 14 into its rest position by a restoring element (not shown further), as a result of which the actuator 5 can be pivoted into its second position B according to FIG. 2.
  • the gas exchange valve 2 In the first fixed position A of the actuator 5, the gas exchange valve 2 is opened to the maximum according to the cam shape of the cam 3. In the second position B of the actuator 5, the valve lift of the gas exchange valve 2 is reduced in accordance with the tilting movement of the actuator 5.
  • the adjustment of the actuator 5 from the first A to the second position B and back takes place automatically by the rotation of the cam 3, the actuator 5 being rotated from the first position A to the second position B when the cam 3 runs onto the actuator 5 and when the cam 3 runs, the actuator 5 is moved again from the second position B to the first position A.
  • FIGS. 2a, 2b differs from the embodiment variant shown in FIGS. 1a, 1b in that the bearing bore 8 is designed as an elongated hole.
  • the underside facing away from the cam 3 and facing the valve stem 2b of the gas exchange valve 2, forming a lower contact surface 15, can have a rolling contour with a convexly curved surface, which rolls on a corresponding counter surface 16 of the tappet body 9 when the actuating member 5 from the first position A in the second position B is moved.
  • FIGS. 3 to 7 show a third embodiment variant, the actuating member 5 lying loosely on the tappet body 9 and thus no pin for fixing the actuating member 5 with the tappet body 9 is provided.
  • the actuating member 5 is essentially designed as a plate and has on both sides of a plane of symmetry 17 normal to the camshaft axis 3a through the valve axis 2a essentially circular segment-shaped guide lugs 18, which can be used accordingly shaped circularly curved grooves 19 of the tappet body 9.
  • the actuating member 5 is secured against excessive displacement normal to the valve axis 2a by the guide lugs 18 and the grooves 19, a defined displacement being permissible in order to ensure a perfect roll-over.
  • the lower contact surface 15 of the actuating member 5 is flat, at least in the contact area with the tappet body 9, and can roll on a convex counter surface 16 designed as a rolling contour, the actuating member 5 moving from the first position A shown in FIG. 3 to that shown in FIG. 5 can roll second position when the locking piston 7 releases the movement of the actuator 5.
  • the locking piston 7 is slidably mounted in the region of symmetry 17 in a transverse bore 12 of the plunger body 9 penetrating the reference plane 11, the locking piston 7 being loaded by a spring 20 in the direction of the locking position A shown in FIG. 3.
  • the actuator 5 rests with a stop 21 on the locking piston 7, so that any tilting movement of the actuator 5 is prevented.
  • the locking piston 7 is moved pneumatically or hydraulically against the force of the spring 20 into its release position shown in FIG. 5, the actuating member 5 can tilt from the first position A to the second position B, so that part of the one specified by the cam 3 Maximum valve lift is absorbed by the tilting movement of the actuator 5 and the gas exchange valve 2 is thus only partially opened.
  • the current geometric axis of rotation 8 moves in the direction of the reference plane 11.
  • the distance e between the geometric axis of rotation 8 and the valve axis 2a corresponds in the exemplary embodiments to approximately half the diameter d of the valve stem 2b.
  • the actuator 5 In the locking position A shown in Fig. 3, the actuator 5 rests with a stop 21 on the locking piston 7, whereby any tilting movement is prevented. In order to enable the largest possible tilt angle between the first position A and the second position B and to provide the necessary clearance between the actuator 5 and the locking piston 7, the actuator 5 has a recess 22 on its underside 15.
  • a screw plug is designated by reference numeral 23.
  • FIG. 8 shows a valve lift diagram for the variable valve actuation devices 1 described, the valve lift h being plotted over the crank angle CA.
  • Curve 10 shows valve stroke h in blocking position A
  • curves 31 and 32 show valve strokes h in release positions B for different eccentricities e, the eccentricity e in curve 31 being smaller than in curve 32.
  • FIGS. 9 and 10 show a bucket tappet 101, which is rotatably mounted in a tappet cylinder 117 for a valve actuation device 103 actuated by a cam 102.
  • the contact surface 104 with the cam 102 has a special shape and is approximately normal to the stroke axis 105 of the Gas exchange valve 106 arranged flat first section 107 and a concave inclined second section 108 divided.
  • Reference number 109 denotes a normal plane on the lifting axis 105.
  • the second section 108 may have a flat or curved surface.
  • the second section 108 or a tangential plane ⁇ of the second section 108 includes an angle ⁇ of approximately 185 ° to 210 ° with the first section 107.
  • the intersection line 111 in the transition area between the first section 107 and the second section 108 extends eccentrically with respect to the stroke axis 105 and is spaced apart from a reference plane 115 spanned by the stroke axis 105 and the camshaft axis 102a, the eccentricity e "preferably being smaller than that half the radius R of the tappet 104 and preferably corresponds to approximately half the diameter d 'of the valve stem of the gas exchange valve 106.
  • a first radius of curvature R1' is formed between the first and the second section 107, 108, which is between approximately 1 mm and The radius of curvature of the surface of the second section 108 is denoted by R2 1 and is between approximately 50 mm and 1000 mm.
  • the bucket tappet 101 must be slidably mounted in the cylinder head 112 to prevent it from rotating. Depending on the cam rotation direction 113, either an earlier closing or a later opening of the gas exchange valve 106 is achieved. This is caused - with a given valve clearance - primarily by a bevel of the rolling contour of the cup tappet 101 formed on one side by the second section 108, said eccentric with the largest possible second radius R2 1 by the value e "with respect to the stroke axis 105 from the first Section 107.
  • the influence of the eccentric act e 1 can be seen from the stroke diagram in FIG. 11, the valve stroke H being plotted in each case over the crank angle CA.
  • Curve 120 shows the valve stroke curve H for a flat tappet.
  • the curves 121 and 122 show the valve stroke curve H for a cup tappet profiled according to FIGS. 9 and 10, the eccentricity e 1 being greater in the curve 122 than in the curve 121.
  • the Profiling the tappet 101 with the second section 108 which is convexly inclined with respect to the first section 107, exerts a large influence on the control time, in the present case on the closing time, but only a slight influence on the maximum valve lift.
  • control times could also be reduced by shaping the cam 102.
  • shape of the cam 102 is usually limited for a given base circle radius r 1 , as far as the maximum valve lift in relation to the minimum valve opening duration is concerned, especially in the case of cam profiles for valve trains without valve clearance compensation.
  • the necessary so-called ramp 117 (pre-cam) of the cam 102 must have a certain minimum length to overcome the valve clearance.
  • the valve opening duration of a cam 102 is essentially determined by the angular range between the pre-cam and post-cam 117, 118. To reduce the valve opening duration, the tip radius R SP of the cam 102 must be reduced while the cam stroke and flank radius of the cam 102 remain the same. The reduction of the tip radius R SP is limited by increasing Hertzian surface pressure, so that a further reduction in the control time is only possible with a simultaneous reduction of the cam stroke.
  • valve 12 shows two valve stroke profiles 123, 124 with similar loads on the valve train, the opening duration being significantly shorter in curve 124 than in curve 123.
  • the maximum valve stroke must be significantly reduced.
  • the valve opening area is not only reduced by the shortened opening time, but also and above all by the reduction in the cam stroke that is necessary.
  • This difference in the valve opening area is illustrated in FIG. 13, the curves 122 and 124 having the same opening durations being shown in a stroke diagram. are shown to each other.
  • the curve 124 thus shows the reduced opening time for a flat cup tappet, the curve 122 for a cup tappet 101 profiled according to the invention.
  • valve elevation curve 122 with the profiled cup tappet 101 is accompanied by a somewhat later opening of the valve due to the eccentricity e ', as shown in FIG 11 can be seen, curves 122 and 124 were placed for 0.3 mm valve clearance (h s ) at the same opening and closing time.
  • the valve opening surface 130 obtained by using the profiled tappet 101 can be seen clearly in FIG. 13.
  • the higher maximum lift by using the profiled bucket tappet 101 results in an additional output of approximately 10% and more in the upper one speed range.
  • the profiled bucket tappet 101 can thus prevent the typical drop in torque in the upper speed range, in particular in internal combustion engines with two lift valves 106 per cylinder, and a considerable increase in performance can thus be achieved.
  • At least one valve insert 202 for a gas exchange valve 203 for controlling the flow in a gas exchange channel 204 is arranged in a cylinder head 201, as can be seen from FIGS. 14 to 16.
  • the valve seat insert 202 is made of sheet metal, for example sheet steel, and extends from the valve seat area 205 to a valve guide area 206.
  • the valve seat insert 202 has an annular extension 207 in the area of the valve guide area 206, which is inserted, for example pressed, into a receiving bore 209 of the cylinder head 201 receiving the valve guide 208.
  • the valve seat insert 202 can be firmly connected to the valve guide 208, for example glued, soldered, screwed or the like. It is also conceivable to form the valve seat insert 202 in one piece with the valve guide 208.
  • valve seat insert 202 has a connecting wall 210 between the extension 207 and the valve seat region 205, which is shaped corresponding to the wall 211 of the gas exchange channel 204.
  • An insulating gap 212 can be formed between the connecting wall 210 and the wall 211 of the gas exchange channel 204.
  • valve seat insert 202 is inserted into the cylinder head 201 from the combustion chamber side together with the valve seat region 205 forming the valve seat cone 205a.
  • the connecting wall 210 has a passage opening 213 for air or exhaust gas.
  • the extension shown in FIG. guide variant is suitable for neutral, inclined, tangential or outlet ducts.
  • connection between the valve seat region 205 and the extension 207 shows an embodiment variant for spiral channels, only connecting webs 214 being provided as a connection between the valve seat region 205 and the extension 207.
  • One of the webs 214 is positioned in the area of the tongue 215 of the spiral channel 204a.
  • the connecting webs 214 can be shaped like a guide vane.
  • the connecting webs 214 are shaped as closely as possible to the valve plate 203a and the connection between the annular extension 207 and the connecting webs 214 lies approximately in the middle of the valve chamber 216.
  • the extension 207 thus encloses the valve stem 203b as closely as possible between the valve guide region 206 and the connecting webs 214.
  • the material for the seat cone 205a is chosen to be as thin as possible in order to keep the space gained as large as possible compared to a conventional seat ring. Appropriate wear resistance and heat resistance are also a requirement.
  • the advantages of this solution are, in particular, the low manufacturing costs for mass production compared to conventional seat rings.
  • the technical gain lies in the drastically reduced space requirement of the valve seat ring, whereby the cooling conditions can be significantly improved, cracks can be avoided by the enlarged material webs in the cylinder head or, especially in the case of two-valve engines, the valve disks can be designed larger than before.
  • a further effect can be achieved with the exhaust valve, where isolation is achieved by means of a targeted insulating gap 210 between the duct wall and the valve insert and the heating of the cylinder head is reduced.
  • FIG. 17 shows a valve lift diagram, the lift hi of the intake valves and the lift h E of the exhaust valves being plotted against the crank angle CA.
  • OT L w denotes the top dead center of the charge change.
  • intake valves and exhaust valves are opened or closed discontinuously, that is to say step by step.
  • the inlet valve is opened in two stages hu and h ⁇ 2 , a flat ramp IR1 being formed in the region of the first opening position hi of the inlet valve between the two stages hu and h ⁇ 2 , during which the Valve stroke h ⁇ is kept essentially constant.
  • a second ramp follows the second stage h ⁇ 2 IR2 in the area of the second opening position h ⁇ R2 of the inlet valve, during which the inlet valve is kept at a constant stroke hi for a predefined period of time t T2 .
  • the stroke hi of the inlet valve is brought in a third stage h 3 to a third opening position h TR3 corresponding to the ramp IR3 and this third opening position h 3 is kept constant for a predefined period of time t I3 .
  • the inlet valve is then closed from the third opening position in a fourth stage h M.
  • the outlet valve is also opened or closed in several steps, a flat ramp ER1 being formed in the region of the first opening position h E Ri of the outlet valve between the first stage h E ⁇ and the second stage h E2 , in which the stroke h E des Exhaust valve is kept constant for a predefined period of time t E ⁇ .
  • the outlet valve is held in its second position h ER2 in accordance with the ramp ER2 on the maximum valve lift, this position being kept constant for a predefined period of time t E2 .
  • the valve lift of the exhaust valve is then reduced in a third step h E3 to a third opening position h ER3 corresponding to the ramp ER3, this third opening position h ER3 being kept constant for a certain time t E3 .
  • the outlet valve is then closed, for example at top dead center OT L W of the gas exchange in a fourth stage h E4 .
  • the piston stroke is indicated by line 301. It can be clearly seen from the figure that both the intake and exhaust valve curves h E , hi essentially follow the piston stroke curve 301 in the area of the top dead center OT v of the gas exchange, the valve lift hi of the intake valve and the Valve stroke h E of the exhaust valve is kept at a constant value, while maintaining a minimum distance from the piston.
  • inlet and / or outlet valves can be moved in the same direction as the piston, for example approximately synchronously with the piston, in the region of the top dead center OT w of the charge exchange, as a result of which the inlet or outlet valves virtually “dive under the piston” ".
  • This variant is demonstrated in FIG. 17 by dotted lines for the stroke h E of the exhaust valve.
  • the outlet valve from the third opening position h E 3 is not closed in the fourth stage h E4 , but is opened again in a fourth stage h E4 ', with a fourth opening position h ER4 ' corresponding to the ramp ER4 1 at the fourth stage h E4 ' then, in which the opening is kept constant for a certain period of time t E4 '.
  • This is followed in a fifth step h E5 'either by a definitive closing of the exhaust valve or a reduction in the stroke H E to a fifth opening position h ER5 "corresponding to the ramp ER5".
  • the exhaust valve is finally closed in a sixth stage h E6 ".
  • the process of immersion is shown in detail in FIG.
  • the individual stages are hi, h 2 , h 3 , h 4 , h 5 , h 6 , the ramps with Rl, R2, R3, R4, R5 and the open positions during the period ti, t 2 , t 3 , t 4 , t 5 with h Ri , h R2 , h R2 , h R3 , h R5 .
  • the fully variable valve actuation with stepped stroke curves h ⁇ , h E realized by means of an electro-hydraulic valve train, enables on the one hand an optimal purging of the combustion chamber in the full load range and on the other hand an exact control of the residual gas quantity in the partial load range by optimizing the overlap areas of the stroke curves hi, h E.
  • gas exchange losses can be reduced and the full load potential increased.
  • the graduated valve lift in the area of the gas exchange enables particularly good flushing behavior, valve pockets in the piston being at least substantially reduced or valve pocket pistons even being dispensed with. This allows the combustion chamber to be optimally designed for combustion.
  • references used in the subclaims indicate the further development of the subject matter of the skin claim through the characteristics of the respective subclaim; they are not to be understood as a waiver of the achievement of an independent, objective protection for the characteristics of the related subclaims.
  • the invention is also not limited to the exemplary embodiment (s) of the description. Rather, numerous changes and modifications are possible within the scope of the invention, in particular those variants, elements and combinations and / or materials which, for example, can be combined or modified by individuals in conjunction with the Exercise embodiments as well as the features or elements or process steps described and contained in the drawings are inventive and lead to a new object or new process steps or process step sequences through combinable features, also insofar as they relate to manufacturing, testing and working processes.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit einer variablen Ventilbetätigungseinrichtung für zumindest ein über einen Nocken betätigtes Gaswechselventil.

Description

Brennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit einer variablen Ventilbetätigungseinrichtung für ein über einen Nocken und einen Tassenstößel betätigbares Gaswechselventil, wobei der Nocken über ein zwischen zumindest zwei Stellungen quer zur Nockenwellenachse schwenkbares Betätigungsglied auf das Gaswechselventil einwirkt. Weiters betrifft die Erfindung eine Brennkraftmaschine mit einer Ventilbetätigungseinrichtung mit einem Tassenstößel für ein nockenbetätigtes Gaswechselventil, wobei der Tassenstößel profiliert ausgeführt und eine dem Nocken zugewandte Kontaktfläche aufweist, welche zumindest einen ersten und einen zweiten Abschnitt aufweist. Die Erfindung betrifft auch eine Brennkraftmaschine mit zumindest einem Ventileinsatz für zumindest ein in einem Zylinderkopf angeordnetes Gaswechselventil eines Gaswechselkanals. Ferner betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit vorzugsweise elektrohydraulischem, vollvariablem Ventiltrieb.
Die Ventilbetätigungselemente werden üblicherweise entwickelt, um eine maximale Leistungsabgabe bei hohen Motorgeschwindigkeiten zu erreichen. Die Profile der Nocken der Gaswechselventile sind dabei so gestaltet, dass ein hohe Gasdurchflüsse bei hohen Drehzahlen erzielt werden können, wobei maximale Ventilhübe und Öffnungszeiten auf möglichst hohe Gasflüsse ausgelegt werden. Bei geringen Drehzahlen treten durch die langen Öffnungszeiten der Gaswechselventile allerdings Liefergradeinbußen auf, was zu geringeren Drehmomenten und Wirkungsgraden führt. Um dies zu vermeiden, wird in der EP 0 292 185 Bl vorgeschlagen, den Tassenstößel profiliert zu gestalten, wobei die Winkelorientierung der profilierten Stirnfläche bezüglich der Drehachse durch Verdrehen des Ventilstößels verändert werden kann. In einer Ausführung weist der Tassenstößel eine kippbare Scheibe auf, welche durch die Drehung des Nockens um ein Drehgelenk im Bereich der Tassenstößelmitte gekippt werden kann. Nachteilig ist, dass zur Verdrehung des Tassenstößels ein relativ hoher konstruktiver Aufwand erforderlich ist.
Aus der EP 1 209 326 A2 ist eine variable Ventilbetätigungseinrichtung für ein durch einen Nocken über einen Tassenstößel betätigtes Gaswechselventil bekannt, wobei zwischen dem Nocken und dem Ventilschaft des Gaswechselventils ein im Wesentlichen als Platte ausgebildetes Betätigungsglied angeordnet ist, welches durch einen hydraulischen Aktuator in einer Stellung fixiert werden kann, wobei ein Sperrkolben gegen das Betätigungsglied gepresst wird. Bei Deaktivieren des hydraulischen Aktuators wird ein Teil des Nockenhubes durch das in eine zweite Stellung geschwenkte Betätigungsglied aufgenommen, wodurch der effektive Ventilhub des Gaswechselventils geringer ist, als bei aktiviertem hydraulischen Aktuator. Die Kolbenachse des Sperrkolbens ist dabei parallel zur Ventilachse innerhalb des Tassenstößels angeordnet. Dies wirkt sich allerdings nachteilig auf die Bauhöhe des Tassenstößels aus. Durch Aktivieren oder Deaktivieren des Aktuators kann somit Öffnungszeitpunkt und Schließzeitpunkt des Gaswechselventils verändert werden. Diese Ventilbetätigungseinrichtung benötigt eine relativ aufwendige Steuerung.
Bei nicht variablen Ventilbetätigungseinrichtungen sind der Gestaltung der Ventilhubkurve durch die Formgebung des Nockenprofils bei gegebenen Grundkreisdurchmesser Grenzen gesetzt, was den maximalen Ventilhub im Verhältnis zur minimalen Ventilöffnungsdauer betrifft, insbesondere bei Ventiltrieben ohne Ventilspielausgleich. Um ein weiches Öffnen und Schließen des Gaswechselventils im kalten und im warmen Zustand des Motors zu gewährleisten, muss der Vornocken zur Überwindung des Ventilspiels eine Mindestlänge aufweisen. Ist diese Mindestlänge nicht gewährleistet, so liegt die Kontaktlinie zwischen Nocken und Tassenstößel zu Beginn des Ventilhubes nicht mehr im Bereich des Vornockens und somit weit außerhalb der Tassenmitte, wodurch der Nocken hart auf die Kontaktfläche des Tassenstößels aufschlägt und enorm hohe Beschleunigungskräfte auftreten, die sehr hohen Verschleiß verursachen und sich durch hohe Ventilbetriebsgeräusche bemerkbar machen.
Die Ventilöffnungsdauer des Gaswechselventils hängt in erster Linie vom Winkel zwischen Vornocken und Nockenspitze ab. Soll die Ventilöffnungsdauer verringert werden, so muss bei gleichbleibendem Nockenhub und Flankradius der Spitzenradius kleiner werden. Der Spitzenradius der Nockenspitze lässt sich aber nicht beliebig verkleinern, denn mit seiner Reduzierung steigt auch die hertzsche Flächenpressung. Um eine zu hohe hertzsche Flächenpressung zu vermeiden, bleibt also nur mehr die Möglichkeit der Nockenhubreduzierung. Bei gegebenem Grundkreisradius lässt sich durch Veränderung der Nockenform somit die Öffnungsdauer nur bei gleichzeitiger Verringerung des maximalen Nockenhubes reduzieren. Dies hat allerdings den Nachteil, dass es zu einer deutlichen Leistungseinbuße im oberen Drehzahlbereich kommt.
Ventilsitze für Gaswechselventile von Brennkraftmaschinen werden häufig durch im Zylinderkopf fest angeordnete Ventilsitzringe gebildet. Da der Ventilsitzbereich eine thermisch hoch beanspruchte Region des Zylinderkopfes ist, ist eine ausreichende Wärmeabfuhr erforderlich. Bei der Verwendung von Ventilsitzringen besteht dabei allerdings das Problem, dass im Zylinderkopf eingeformte Kühlkanäle nicht nahe genug an den Ventilsitzbereich herangeführt werden können. Zwar sind beispielsweise aus der DE 30 32 276 AI Ventilsitzringe mit zwischen Ventilsitzring und Zylinderkopf geformten Kühlkanälen bekannt, allerdings be- steht dabei die Gefahr, dass Undichtheiten auftreten können. Ein weiterer Nachteil von Ventilsitzringen ist, dass diese relativ viel Platz beanspruchen und die Materialstege zwischen den Ventilöffnungen sehr schmal ausgebildet werden müssen, was die Rissgefahr erhöht.
Aus der US 4,688,527 A ist ein in den Zylinderkopf eingegossener Ventilsitzeinsatz aus Keramikmaterial bekannt, welcher sich vom Ventilsitz bis zum Ventilführungsbereich erstreckt. Nachteilig ist, dass die Fertigung derartiger keramischer Bauelemente relativ kostenintensiv ist. Eingegossene Ventilsitzeinsätze haben darüber hinaus den Nachteil, dass ein Auswechseln im Reparaturfall nicht möglich ist.
Weiters sind gegossene Ventilsitzeinsätze für Zylinderköpfe von Großmotoren mit integriertem Ventilsitz und integrierter Ventilführung ais der US 4,008,695 A bekannt. Für kleinere Motoren, beispielsweise Fahrzeugmotoren, sind diese aber nicht geeignet.
Die Steuerung der Gaswechselventile durch Nockenwellen erlaubt nur im begrenzten Umfang Steuerzeiten und/oder Hub der Gaswechselventile entsprechend den Betriebsbedingungen der Brennkraftmaschine einzustellen. Bei nockenwellenlosen variablen Ventilsteuereinrichtungen können sowohl der Hub der Gaswechselventile, als auch dessen Steuerzeit prinzipiell frei eingestellt werden. Dadurch kann das Betriebsverhalten der Brennkraftmaschine, deren spezifischer Kraftstoffverbrauch und deren Emissionen verbessert werden. Elektro- hydraulische Ventilsteuerungseinrichtungen zur Realisierung einer vollvariablen Ventilbetätigung sind aus der DE 101 27 205 AI und der DE 101 34 644 AI bekannt. Im Vergleich zu variabler mechanischer oder variabler elektromagnetischer Ventilsteuerung bietet die variable elektrohydraulische Ventilsteuerung Vorteile hinsichtlich der Ladungsbewegungen und der Pumpverluste.
Bei Brennkraftmaschinen werden im oberen Totpunkt des Ladungswechsels die Auslassventile geschlossen und die Einlassventile geöffnet. Dadurch verbleibt stets eine gewisse Restgasmenge im Brennraum, was - insbesondere im Volllastbetrieb - nicht immer erwünscht ist. Um diese Restgasmenge zu minimieren, wird Frischluft durch den Brennraum gespült. Diese Frischluftspülung ist unter anderem von der Ventilhubhöhe im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels abhängig. Bei konventionellen nockenbetätigten Ventiltrieben wird die Ventilhubhöhe der Ein- und Auslassventile im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels durch die zu vermeidende Kollision zwischen Kolben und Gaswechselventilen beschränkt. Diese maximale Ventilhubhöhe, sowie die nockenbedingte Form der Ventilhubkurven bestimmen bei konventionellen Brennkraftmaschinen die maximale Frischluftspülung im Bereich des Ladungswechsels. Durch in den Kolben eingeformte Ventiltaschen kann zwar die Ventilhubhöhe im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels gesteigert und damit die Frischluftspülung verbessert werden, allerdings wirken sich derartige Einformun- gen in der Kolbenoberfläche mitunter nachteilig auf die Verbrennung aus.
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und auf möglichst einfache Weise die Leistung im unteren Drehzahlbereich zu steigern bzw. Drehmoment und Wirkungsgrad im unteren Drehzahlbereich ohne Leistungseinbußen im oberen Drehzahlbereich zu erhöhen. Dabei soll die variable Ventilbetätigungseinrichtung möglichst geringen Brennraum benötigen. Eine weitere Aufgabe ist es auf möglichst einfache Weise eine ausreichende Kühlung im Ventilsitzbereich zu gewährleisten, wobei ein nachträgliches Austauschen von schadhaften Ventilsitzeinsätzen möglich sein soll. Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, Verbrauch, sowie Emissionen insbesondere im Volllastbereich zu verbessern.
Dies wird erfindungsgemäß dadurch erreicht, dass das Betätigungsglied in seiner einen ersten Ventilhub definierenden ersten Stellung durch einen Sperrkolben fixierbar ist und ein durch eine zweite Stellung des Betätigungsgliedes definierender zweiter Ventilhub kleiner ist als der erste Ventilhub, wobei vorzugsweise die Kolbenachse des Sperrkolbens etwa normal zur Ventilachse angeordnet ist und vorzugsweise die Ventilachse schneidet. Der in einer Querbohrung etwa normal zur Ventilachse angeordnete Sperrkolben wird somit etwa normal zu einer durch die Nockenwellenachse und die Ventilschaftachse aufgespannten Bezugsebene auf das Betätigungsglied ein. Der zusätzlich benötigte Bauraum im Tassenstößel entspricht etwa dem Durchmesser des Sperrkolbens und ist sehr gering, so dass die Ventilbetätigungseinrichtung sehr kompakt ausgeführt werden kann.
Die Beeinflussung des das Gaswechselventil passierenden Gases erfolgt dabei vor allem durch die Veränderung der Steuerzeit, während der maximale Hub des Gaswechselventils weitgehend unverändert bleibt. Dies hat den Vorteil, dass durch den unverändert großen maximalen Ventilhub insbesondere im unteren Drehzahlbereich eine hohe Motorleistung zur Verfügung steht.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn das Betätigungsglied mit einer dem Nocken abgewandten unteren Kontaktfläche auf einer entsprechenden Gegenfläche des Tassenstößels abrollen kann, wobei vorzugsweise vorgesehen ist, dass die untere Kontaktfläche des Betätigungsgliedes eine Abrollkontur mit einer konvex gekrümmten Oberfläche aufweist. Alternativ dazu oder zusätzlich kann auch vorgesehen sein, dass die Gegenfläche des Tassenstößels eine konvex gekrümmte Abrollkontur aufweist. Um ein unbehindertes Abrollen zu ermöglichen, ist in einer bevorzugten Ausführungsvariante vorgesehen, dass das Betätigungsglied um einen tassen- stößelfesten Zapfen drehbar gelagert ist, wobei die Lagerbohrung des Betätigungsgliedes durch ein Langloch gebildet ist.
Dabei ist vorgesehen, dass der Sperrkolben hinsichtlich einer durch die Nockenwellenachse und die Ventilachse gebildeten Bezugsebene auf der selben Seite wie die Drehachse angeordnet ist.
Die Drehachse des Betätigungsgliedes befindet sich etwa im Bereich des Schnittpunktes zwischen der Kolbenachse des Sperrkolbens und der Ventilachse, ist aber bevorzugt geringfügig von diesem beabstandet. Dabei kann vorgesehen sein, dass der Abstand zwischen geometrischer Drehachse und Ventilachse maximal dem halben Tassenstößelradius, vorzugsweise maximal dem Ventilschaftdurchmesser, besonders vorzugsweise maximale dem halben Ventilschaftdurchmesser entspricht.
In einem Querschnitt normal zur Drehachse betrachtet, weist das Betätigungsglied im Wesentlichen die Form eines Keiles auf.
Im Rahmen der Erfindung ist weiters vorgesehen, dass das Betätigungsglied auf seiner dem Sperrkolben zugewandten Seite eine entsprechend dem Sperrkolben geformte Rastöffnung aufweist, in welche der Sperrkolben in der ersten Stellung des Betätigungsgliedes einrastet. Auf diese Weise ist ein zuverlässiges Fixieren des Betätigungsgliedes in seiner ersten Stellung gewährleistet.
In einer anderen besonders bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass das Betätigungsglied lagerbohrungslos ausgeführt ist und somit lose mit dem Stößelkörper des Tassenstößels verbunden ist. Das vorzugsweise plättchenförmige Betätigungsglied wälzt dabei mit seiner unteren Kontaktfläche an einer durch die Gegenfläche des Stößelkörpers gebildete Abrollkontur ab, wobei die momentane geometrische Drehachse des Betätigungsgliedes bei Schwenken von der ersten Stellung in die zweite Stellung sich der Bezugsebene annähert. Alternativ dazu kann auch vorgesehen, dass das Betätigungsglied um eine durch den Stößelkörper gebildete Kante kippbar ist und die Drehachse somit durch die Kante des Stößelkörpers gebildet ist.
Um die seitliche Bewegung des Betätigungsgliedes zu beschränken, weist das Betätigungsglied zumindest eine, vorzugsweise zwei, kreissegmentförmige Führungsnasen auf, welche in entsprechenden Nuten des Stößelkörpers geführt sind.
In dieser zweiten Ausführungsvariante ist der Sperrkolben in einer die Bezugsebene durchdringenden Querbohrung des Stößelkörpers des Tassenstößels ge- führt. In der Sperrstellung wirkt dabei der Sperrkolben auf einen Anschlag auf der Unterseite des Betätigungsgliedes ein und verhindert dessen Kippbewegung. Bei entrastetem Sperrkolben ist die Kippbewegung des Betätigungsgliedes freigegeben, wobei das Betätigungsglied zur Freistellung gegenüber dem Sperrkolben an seiner Unterseite eine Ausnehmung aufweisen kann.
Der Sperrkolben kann hydraulisch, mechanisch oder pneumatisch aktivierbar sein.
Um Drehmoment und Wirkungsgrad im unteren Drehzahlbereich zu erhöhen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass erster und zweiter Abschnitt zueinander geneigt ausgeführt sind, wobei vorzugsweise der zweite Abschnitt bezüglich des vorzugsweise normal zur Hubachse des Tassenstößels angeordneten ersten Abschnittes konvex geneigt ist. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass der Übergangsbereich zwischen erstem und zweitem Abschnitt von einer durch die Hubachse und die Nockenwellenachse aufgespannten Bezugsebene beabstandet ist, wobei vorzugsweise der Abstand maximal dem halben Tassenstößelradius, vorzugsweise maximal dem Ventilschaftdurchmesser, besonders vorzugsweise maximal dem halben Ventilschaftdurchmesser entspricht. Die Verschneidungslinie zwischen der Kontaktfläche des ersten Abschnittes und des zweiten Abschnittes verläuft dabei im Wesentlichen parallel zur Bezugsebene.
Im Übergangsbereich zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt kann die Kontaktfläche dabei einen erste Krümmungsradius von etwa maximal 50 mm aufweisen. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Kontaktfläche des zweiten Abschnittes konvex gekrümmt mit einem Krümmungsradius von mindestens etwa 50 mm ausgeführt ist. In einer besonders vorteilhaften Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Neigungswinkel zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt zwischen etwa 185° und 210°, vorzugsweise zwischen etwa 190° und 200°, beträgt. Der Ventilhubverlauf kann durch Variation der Exzentrizität, des ersten Krümmungsradius und des zweiten Krümmungsradius, sowie des Winkels α und des Ventilspiels maßgeblich beeinflusst werden.
Der Tassenstößels muss gegen Verdrehen gesichert eingebaut werden. Abhängig von der Nockendrehrichtung und der Einbauposition der Tasse wird damit ein früheres Schließen oder ein späteres Öffnen des Gaswechselventils erreicht. Hervorgerufen wird dies - bei gegebenen Ventilspiel - in erster Linie durch die Abschrägung der Abrollkontur auf eine Seite hin, wobei diese mit einem möglichst großen Radius exzentrisch beginnen muss. Die Exzentrizität ist deshalb von großer Bedeutung, weil die Kontaktlinie zwischen dem Nocken und dem Tassenstößel während einer Umdrehung der Nockenwelle von innen nach außen, also von der Hubachse zur Tassenrandzone hin, wandert, um danach bis zum gegenüber- liegenden Tassenrand den gesamten Tassenbereich zu überqueren und von hier wieder zurück zur Hubachse, also Richtung Tassenmitte, zurückkehrt.
Um eine ausreichende Kühlung im Ventilsitzbereich zu gewährleisten, ist es vorteilhaft, wenn sich der Ventilsitzeinsatz von einem Ventilsitzbereich bis zu einem Ventilführungsbereich für das Gaswechselventil erstreckt, wobei vorzugsweise der Ventilsitzeinsatz aus Blech, vorzugsweise aus Stahlblech gefertigt ist. Der Ventilsitzeinsatz kann in einem einfachen Fertigungsvorgang aus einem Blechrohling geformt werden. Dies hat einerseits den Vorteil, dass der Ventilsitzeinsatz sehr kostengünstig in Großserien hergestellt werden kann. Andererseits weist ein Blechteil gegenüber einem Keramikteil eine bessere Wärmeleitfähigkeit auf, so dass eine besonders gute Wärmeabfuhr aus thermisch beanspruchten Regionen möglich ist.
Dabei ist vorgesehen, dass der Ventilsitzeinsatz austauschbar mit dem Zylinderkopf verbunden ist, wobei vorzugsweise der Ventilsitzeinsatz in den Zylinderkopf eingepresst ist. Im Bedarfsfall kann ein verschlissener Ventilsitzeinsatz aus dem Zylinderkopf entfernt und ein neuer Ventilsitzeinsatz eingesetzt werden.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn der Ventilsitzeinsatz fest mit einer den Schaft des Gaswechselventils aufnehmenden, in einer Aufnahmebohrung des Zylinderkopfes fest angeordneten Ventilführung verbunden ist. Der Ventilsitzeinsatz kann dabei einstückig mit der Ventilführung oder getrennt von dieser ausgeführt sein.
Um eine sichere und lagegenaue Einbettung des Ventilsitzeinsatzes im Zylinderkopf zu gewährleisten, ist vorgesehen, dass der Ventilsitzeinsatz einen den Ventilschaft des Gaswechselventils umgebenden ringförmigen Fortsatz aufweist, welcher in die Aufnahmebohrung des Zylinderkopfes für die Ventilführung eingeschoben, vorzugsweise eingepresst ist.
In einer besonders für Neutral-, Schräg-, Tangential- und Auslasskanäle geeigneten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Ventilsitzeinsatz zwischen Ventilsitzbereich und Fortsatz eine domartige, durchgehende Verbindungswand aufweist, wobei im Bereich des Gaswechselkanals die Verbindungswand eine dem Querschnitt des Gaswechselkanals entsprechende Durchtrittsöffnung aufweist. Aus thermischen Gründen ist es dabei insbesondere bei Auslasskanälen vorteilhaft, wenn zwischen der Verbindungswand und dem Zylinderkopf ein Isolierspalt ausgebildet ist. Durch die zwischen Verbindungswand und Zylinderkopf eingeschlossene Luft wird eine gute thermische Isolierung erzielt, und damit die Aufheizung des Zylinderkopfes verringert.
Bei Einlasskanälen kann allerdings eine derartige Isolierung unerwünscht sein. In einer insbesondere für Neutral-, Schräg- und Tangentialkanäle geeigneten Aus- führungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Ventilsitzeinsatz zwischen Ventilsitzbereich und Fortsatz eine domartige Verbindungswand mit Durchbrüchen aufweist, wobei im Bereich des Gaswechselkanals die Verbindungswand eine dem Querschnitt des Gaswechselkanals entsprechende Durchtrittsöffnung aufweist. Durch die Durchbrüche in der Verbindungswand wird der Wärmeaustausch zwischen Gaswechselkanal und Zylinderkopf ermöglicht.
In einer weiteren, insbesondere für einen als Spiralkanal ausgebildeten Gaswechselkanal besonders geeigneten Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass zwischen dem Fortsatz und dem Ventilsitzbereich vorzugsweise zumindest ein Verbindungssteg ausgebildet ist, wobei vorzugsweise zumindest ein Verbindungssteg im Zungenbereich des Spiralkanals angeordnet ist. Um den Strömungswiderstand so gering wie möglich zu halten, ist es vorteilhaft, wenn die Verbindungsstege in Anströmrichtung strömungsgünstig geformt sind und beispielsweise ein Leitschaufelprofil aufweisen. Durch die leitschaufelartig geformten Verbindungsstege kann die Dralleinlassströmung begünstigt werden.
Zur Unterstützung der Dralleinlassströmung kann weiters vorgesehen sein, dass der Fortsatz im Bereich des Ventilraumes drallunterstützend ausgebildet ist. Die Strömungsverluste können dabei möglichst klein gehalten werden, wenn der Fortsatz im Bereich des Gaswechselkanals den Schaft des Gaswechselventils möglichst eng umschließt.
Verbrauch und Emissionen im Volllastbetrieb können entscheidend verbessert werden, wenn zumindest im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels zumindest ein Einlassventil und/oder ein Auslassventil diskontinuierlich geöffnet oder geschlossen wird. Durch die diskontinuierliche bzw. unstetige Betätigung der Ein- und Auslassventile kann der Ladungswechsel optimal an die Verbrennungsanforderungen angepasst werden. Dadurch kann die Verbrennung in allen Lastbereichen Verbrauchs-, emissions- und/oder lastoptimiert werden.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn das Auslassventil und/oder das Einlassventil in zumindest zwei Stufen geöffnet und/oder geschlossen wird, wobei zwischen den Stufen der Ventilhub im Wesentlichen konstant gehalten wird. Zwischen den Stufen ist im Ventilhubdiagramm eine im Wesentlichen ebene Rampe ausgebildet, bei der das Ein- oder Auslassventil seinen Ventilhub nicht verändert.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn der Einlassventilhub und/oder der Auslassventilhub im Bereich des oberen Totpunktes gleichzeitig und in gleicher Richtung wie der Kolben bewegt werden, wobei ein vordefinierter Mindestabstand zwischen Kolben und Einlassventil oder Auslassventil von vorzugsweise mindestens 0,8 mm nicht unterschritten wird. Dadurch, dass der Ventilhub der Bewegung des Kolbens folgt, kann das Einlassventil oder das Auslassventil quasi unter dem Kolben unter Einhaltung eines relativ großen Sicherheitsabstandes "durchtau- chen".
In einer bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass das Einlassventil vor dem oberen Totpunkt des Ladungswechsels bis zu einer ersten Öffnungsstellung und nach dem oberen Totpunkt weiter bis zu einer zweiten Öffnungsstellung geöffnet wird, wobei im Bereich des oberen Totpunktes der Ventilhub in der ersten Öffnungsstellung konstant gehalten wird, wobei vorzugsweise der Ventilhub des Einlassventils aus der zweiten Öffnungsstellung in eine dritte Öffnungsstellung reduziert wird, und wobei der Ventilhub der dritten Öffnungsstellung vor dem endgültigen Schließen des Einlassventils für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten wird. Bei der Arbeitsbewegung des Kolbens nach dem oberen Totpunkt werden die Einlassventile nochmals angesteuert, was eine weitere Ventilanhebung von der ersten in die zweite Öffnungsstellung zu Folge hat, wodurch die Einströmung zur Zylinderfüllung optimiert wird.
Weiters kann vorgesehen sein, dass das Auslassventil zu Beginn des Auslasstaktes in eine erste Öffnungsstellung geöffnet wird, wobei der Ventilhub der ersten Öffnungsstellung für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten und danach weiter in eine zweite Öffnungsstellung erweitert wird, wobei vorzugsweise der Ventilhub des Auslassventils unmittelbar vor dem oberen Totpunkt des Ladungswechsels von der zweiten Öffnungsstellung in eine dritte Öffnungsstellung reduziert wird, und wobei der Ventilhub in der dritten Öffnungsstellung für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten wird. Um hohe Spüleffekte zu erreichen, ist es besonders vorteilhaft, wenn das Auslassventil im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels, vorzugsweise unmittelbar nach dem oberen Totpunkt des Ladungswechsels aus der zweiten Öffnungsstellung geschlossen wird.
Mittels des elektrohydraulischen Ventiltriebes kann der Einlassventilhub auf einen für die Kollisionsform unkritischen Hubwert vorgesteuert werden. Dies verbessert das Spülverhalten, wobei kontrollierte interne Restgasrückführung möglich ist.
Somit kann ein optimale Frischluftspülung im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels erreicht werden, wobei auf Ventiltaschen im Kolben verzichtet oder zumindest die Tiefe von Ventiltaschen im Kolben wesentlich verringert werden kann. Einerseits kann zur Realisierung einer internen Restgassteuerung im Teillastbereich die Überschneidungsfläche der Hubkurven im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels optimiert und andererseits das Spülverhalten bei Volllast wesentlich verbessert werden. Durch den optimal gestalteten Einlasshub während der Ansaugphase können Ladungswechselverluste wesentlich reduziert und somit das Volllastpotential deutlich angehoben werden. Durch die gesteppte Ventilerhebung von Auslass- und Einlassventilen können vereinfachte Kollisionsmodelle zur Anwendung kommen.
Vorteile der beschriebenen Maßnahmen sind niedrigerer Verbrauch, eine Absenkung der Emissionen, sowie ein besseres Volllastverhalten und Kollisionsschutz in Bezug auf den Kolben.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen
Fig. la eine erfindungsgemäße variable Ventilbetätigungseinrichtung in einer ersten Ausführungsvariante in der Sperrstellung;
Fig. lb diese Ventilbetätigungseinrichtung in einer Freigabestellung;
Fig. 2a eine variable Ventilbetätigungseinrichtung in einer zweiten Ausführungsvariante in einer Sperrstellung;
Fig. 2b diese Ventilbetätigungseinrichtung in einer Freigabestellung;
Fig. 3 eine variable Ventilbetätigungseinrichtung in einer dritten Ausführungsvariante in einer Sperrstellung;
Fig. 4 diese Ventilbetätigungseinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie IV-IV in Fig. 3;
Fig. 5 diese Ventilbetätigungseinrichtung in einer Freigabestellung;
Fig. 6 einen Tassenstößel dieser Ventilbetätigungseinrichtung in einer Explosionsdarstellung;
Fig. 7 diesen Tassenstößel in einer Schrägansicht in zusammengebautem Zustand;
Fig. 8 ein Ventilhubdiagramm;
Fig. 9 eine erfindungsgemäße Ventilbetätigungseinrichtung in einem Schnitt;
Fig. 10 einen Tassenstößel der Ventilbetätigungseinrichtung;
Fig. 11 ein Hubdiagramm einer Brennkraftmaschine mit der erfindungsgemäßen Ventilbetätigungseinrichtung;
Fig. 12 ein Hubdiagramm einer herkömmlichen Ventilbetätigungseinrichtung; Fig. 13 ein Hubdiagramm der erfindungsgemäßen Ventilbetätigungseinrichtung im Vergleich zu einer herkömmlichen Ventilbetätigungseinrichtung;
Fig. 14 einen Zylinderkopf mit einem erfindungsgemäßen Ventilsitzeinsatz im Schnitt in einer ersten Ausführungsvariante;
Fig. 15 einen Zylinderkopf mit einem erfindungsgemäßen Ventilsitzeinsatz im Schnitt in einer zweiten Ausführungsvariante;
Fig. 16 den Ventilsitzeinsatz im Schnitt gemäß der Linie XVI-XVI in Fig. 15;
Fig. 17 ein Ventilhubdiagramm für eine erste Ausführung des erfindungsgemäßen Verfahrens und
Fig. 18 ein Ventilhubdiagramm für eine zweite Ausführung des erfindungsgemäßen Verfahrens.
Funktionsgleiche Teile sind in den Ausführungsvariante mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die Figuren 1 bis 7 zeigen in jeder Ausführungsvariante jeweils eine variable Ventilbetätigungseinrichtung 1 für ein Gaswechselventil 2 einer Brennkraftmaschine, wobei das Gaswechselventil 2 über einen Nocken 3 und einen Tassenstößel 4 betätigt wird. Der Nocken 3 wirkt dabei über ein Betätigungsglied 5, welches um eine geometrische Drehachse 6 schwenkbar ist, auf den Tassenstößel 4 ein. Das Betätigungsglied kann dabei zwischen einer ersten Stellung A und einer zweiten Stellung B geschwenkt und in der ersten Stellung A durch einen beispielsweise hydraulisch betätigbaren Sperrkolben 7 fixiert werden.
In der in den Fig. la, lb, 2a und 2b dargestellten ersten und zweiten Ausführungsvariante weist das Betätigungsglied 5 im Querschnitt eine keilförmige Gestalt auf und ist mittels einer Lagerbohrung 8 im Betätigungsglied 5 um einen im Stößelkörper 9 des Tassenstößels 4 fixierten Zapfen 10 drehbar gelagert. Die geometrische Drehachse 6 und der Sperrkolben 7 sind dabei auf der selben Seite einer durch die Ventilachse 2a und die Nockenwellenachse 3a aufgespannten Bezugsebene 11 angeordnet.
Der Sperrkolben 7 ist in einer Querbohrung 12 des Stößelkörpers 9 verschiebbar gelagert, wobei die Kolbenachse 7a etwa normal zu einer durch die Ventilachse 2a und die Nockenwellenachse 3a aufgespannten Bezugsebene 11 angeordnet ist. Kolbenachse 7a und Drehachse 6 befinden sich dabei etwa in einer Normalebene 24 auf die Ventilachse 2a. Dies ermöglicht eine sehr kompakte Bauweise der Ventilbetätigungseinrichtung 1. Der Sperrkolben 7 kann über Druckleitungen 13 mit pneumatischem oder hydraulischem Druck beaufschlagt werden, wobei bei Aktivierung der Sperrkolben 7 in einer seitliche Rastöffnung 14 des Betätigungsgliedes 5 eingerastet werden kann, um dieses in der ersten Stellung A zu fixieren. Bei Druckentlastung wird der Sperrkolben 7 durch ein nicht weiter dargestelltes Rückstellelement aus der Rastöffnung 14 heraus in seine Ruhestellung gebracht, wodurch das Betätigungsglied 5 entsprechend Fig. 2 in seine zweite Stellung B schwenkbar ist.
In der ersten fixierten Stellung A des Betätigungsgliedes 5 wird das Gaswechselventils 2 entsprechend der Nockenform des Nockens 3 maximal geöffnet. In der zweiten Stellung B des Betätigungsgliedes 5 ist der Ventilhub des Gaswechselventils 2 entsprechend der Kippbewegung des Betätigungsgliedes 5 reduziert.
Das Verstellen des Betätigungsgliedes 5 von der ersten A in die zweite Stellung B und wieder zurück, erfolgt selbsttätig durch die Drehung des Nockens 3, wobei bei auf das Betätigungsglie 5 auflaufendem Nocken 3 das Betätigungsglied 5 von der ersten Stellung A in die zweite Stellung B gedreht und bei ablaufendem Nocken 3 das Betätigungsglied 5 wieder von der zweiten Stellung B in die erste Stellung A bewegt wird.
Die in den Fig. 2a, 2b dargestellte Ausführung unterscheidet sich von der in den Fig. la, lb gezeigten Ausführungsvariante dadurch, dass die Lagerbohrung 8 als Langloch ausgeführt ist. Die dem Nocken 3 abgewandte und dem Ventilschaft 2b des Gaswechselventils 2 zugewandte, eine untere Kontaktfläche 15 bildende Unterseite kann eine Abrollkontur mit konvex gekrümmter Oberfläche aufweisen, welche auf einer entsprechenden Gegenfläche 16 des Stößelkörpers 9 abwälzt, wenn das Betätigungsglied 5 aus der ersten Stellung A in die zweite Stellung B bewegt wird.
Die Figuren 3 bis 7 zeigen eine dritte Ausführungsvariante, wobei das Betätigungsglied 5 lose am Stößelkörper 9 aufliegt und somit kein Zapfen zu Fixierung des Betätigungsgliedes 5 mit dem Stößelkörper 9 vorgesehen ist. Das Betätigungsglied 5 ist im Wesentlichen als Plättchen ausgebildet und weist beidseits einer normal zur Nockenwellenachse 3a stehenden Symmetrieebene 17 durch die Ventilachse 2a im Wesentlichen kreissegmentförmige Führungsnasen 18 auf, welche dementsprechend geformte kreisförmig gekrümmte Nuten 19 des Stößelkörpers 9 einsetzbar sind. Durch die Führungsnasen 18 und die Nuten 19 ist das Betätigungsglied 5 gegen ein zu starkes Verschieben normal zur Ventilachse 2a gesichert, wobei ein definiertes Verschieben zulässig ist, um eine einwandfreie Abwälzung zu gewährleisten. Die untere Kontaktfläche 15 des Betätigungsgliedes 5 ist zumindest im Kontaktbereich mit dem Stößelkörper 9 eben ausgeführt und kann an einer als Abrollkontur ausgebildeten konvexen Gegenfläche 16 abwälzen, wobei das Betätigungsglied 5 von der in Fig. 3 dargestellten ersten Stellung A in die in Fig. 5 gezeigte zweite Stellung abrollen kann, wenn der Sperrkolben 7 die Bewegung des Betätigungsgliedes 5 freigibt.
Der Sperrkolben 7 ist im Bereich der Symmetrieebene 17 in einer die Bezugsebene 11 durchdringenden Querbohrung 12 des Stößelkörpers 9 verschiebbar gelagert, wobei der Sperrkolben 7 durch eine Feder 20 in Richtung der in Fig. 3 ersichtlichen Sperrposition A belastet wird. In dieser Sperrposition A liegt das Betätigungsglied 5 mit einem Anschlag 21 am Sperrkolben 7 auf, so dass jede Kippbewegung des Betätigungsgliedes 5 verhindert wird. Wird der Sperrkolben 7 pneumatisch oder hydraulisch entgegen der Kraft der Feder 20 in seine in Fig. 5 dargestellte Freigabeposition gebracht, so kann das Betätigungsglied 5 von der ersten Stellung A in die zweite Stellung B kippen, so dass ein Teil des durch den Nocken 3 vorgegebenen maximalen Ventilhubes durch die Kippbewegung des Betätigungsgliedes 5 aufgenommen wird und das Gaswechselventil 2 somit nur teilweise geöffnet wird. Bei der Abwälzbewegung von der ersten Stellung A in die zweite Stellung B bewegt sich die momentane geometrische Drehachse 8 in Richtung der Bezugsebene 11.
Der Abstand e zwischen der geometrischen Drehachse 8 und der Ventilachse 2a entspricht in den Ausführungsbeispielen etwa dem halben Durchmesser d des Ventilschaftes 2b.
In der in Fig. 3 dargestellten Sperrstellung A liegt das Betätigungsglied 5 mit einem Anschlag 21 auf dem Sperrkolben 7 auf, wodurch jede Kippbewegung verhindert wird. Um möglichst große Kippwinkel zwischen erster Stellung A und zweiter Stellung B zu ermöglichen und den nötigen Freigang zwischen Betätigungsglied 5 und dem Sperrkolben 7 bereitzustellen, weist das Betätigungsglied 5 an seiner Unterseite 15 eine Ausnehmung 22 auf. Mit Bezugszeichen 23 ist eine Verschlussschraube bezeichnet.
Fig. 8 zeigt ein Ventilhubdiagramm für die beschriebenen variablen Ventilbetätigungseinrichtungen 1, wobei der Ventilhub h über dem Kurbelwinkel CA aufgetragen ist. Die Kurve 10 zeigt dabei den Ventilhub h in der Sperrstellung A, die Kurven 31 und 32 zeigen Ventilhübe h in Freigabestellungen B für verschiedene Exzentrizitäten e, wobei die Exzentrizität e bei der Kurve 31 kleiner ist als bei der Kurve 32. Die Fig. 9 und Fig. 10 zeigen einen drehfest in einem Stößelzylinder 117 gelagerten Tassenstößel 101 für eine durch einen Nocken 102 betätigte Ventilbetätigungseinrichtung 103. Die Kontaktfläche 104 mit dem Nocken 102 weist eine spezielle Formgebung auf und ist in einen etwa normal zu Hubachse 105 des Gaswechselventils 106 angeordneten ebenen ersten Abschnitt 107 und einen dazu konkav geneigten zweiten Abschnitt 108 unterteilt. Mit Bezugszeichen 109 ist eine Normalebene auf die Hubachse 105 bezeichnet. Der zweite Abschnitt 108 kann eine ebene oder gekrümmte Oberfläche aufweisen. Der zweite Abschnitt 108 bzw. eine Tangentialebene ε des zweiten Abschnittes 108 schließt mit dem ersten Abschnitt 107 einen Winkel α von etwa 185° bis 210° ein. Die Verschnei- dungslinie 111 im Übergangsbereich zwischen dem ersten Abschnitt 107 und dem zweiten Abschnitt 108 verläuft exzentrisch bezüglich der Hubachse 105 und ist von einer durch die Hubachse 105 und die Nockenwellenachse 102a aufgespannten Bezugsebene 115 beabstandet, wobei die Exzentrizität e" vorzugsweise kleiner ist als der halbe Radius R des Tassenstößels 104 und vorzugsweise etwa dem halben Durchmesser d' des Ventilschaftes des Gaswechselventils 106 entspricht. In Bereich der Verschneidungslinie 111 ist zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt 107, 108 ein erster Krümmungsradius Rl' ausgebildet, welcher zwischen etwa 1 mm und 50 mm beträgt. Der Krümmungsradius der Oberfläche des zweiten Abschnittes 108 ist mit R21 bezeichnet ist und beträgt zwischen etwa 50 mm und 1000 mm.
Durch Variation der Werte e', Rl1, R21 und α, sowie des Ventilspieles des Gaswechselventils 106 kann der Ventilhubverlauf maßgeblich beeinflusst werden.
Der Tassenstößel 101 muss gegen Verdrehen gesichert im Zylinderkopf 112 verschiebbar gelagert sein. In Abhängigkeit der Nockendrehrichtung 113 wird entweder ein früheres Schließen oder ein späteres Öffnen des Gaswechselventils 106 erreicht. Hervorgerufen wird dies - bei gegebenem Ventilspiel - in erster Linie durch den zweiten Abschnitt 108 gebildete Abschrägung der Abrollkontur des Tassenstößels 101 auf eine Seite hin, wobei diese mit einem möglichst großen zweiten Radius R21 um den Wert e" exzentrisch bezüglich der Hubachse 105 vom ersten Abschnitt 107 ausgeht. Die Exzentrizität e' ist dabei von großer Bedeutung, weil die Kontaktlinie zwischen dem Nocken 102 und dem Tassenstößel 101 während einer Umdrehung der Nockenwelle vom Bereich der Hubachse 105 zur ersten Tassenrandzone 114a wandert, um danach bis zur gegenüberliegenden Tassenrandzone 114b den gesamten Tassenbereich zu überqueren und von hier wieder zurück Richtung Hubachse 105, also Richtung Tassenmitte, zurückkehrt. Aus diesem Grund würde bei einer Exzentrizität von e'=0 mm der Schließ- und Öffnungszeitpunkt des Hubventils 106 nur einen geringen Unterschied zu einem Ventiltrieb mit flacher Kontaktfläche ergeben. Der Einfluss der Exzentrizi- tät e1 ist aus dem Hubdiagramm in Fig. 11 ersichtlich, wobei jeweils der Ventilhub H über dem Kurbelwinkel CA aufgetragen ist. Die Kurve 120 zeigt den Ventilhubverlauf H für einen flachen Tassenstößel. Die Kurven 121 und 122 zeigen den Ventilhubverlauf H für einen gemäß den Fig. 9 und Fig. 10 profilierten Tassenstößel, wobei die Exzentrizität e1 bei der Kurve 122 größer ist als bei der Kurve 121. Aus Fig. 11 ist weiters ersichtlich, dass die Profilierung des Tassenstößels 101 mit konvex bezüglich des ersten Abschnittes 107 geneigten zweiten Abschnitt 108 einen großen Einfluss auf die Steuerzeit, im vorliegenden Fall auf die Schließzeit, aber nur geringen Einfluss auf den maximalen Ventilhub ausübt.
Prinzipiell könnte ein Reduzierung der Steuerzeiten auch durch Formgebung des Nockens 102 erfolgen. Allerdings sind der Formgestaltung des Nockens 102 bei gegebenem Grundkreisradius r1 meist Grenzen gesetzt, was den maximalen Ventilhub im Verhältnis zur minimalen Ventilöffnungsdauer betrifft, insbesondere bei Nockenprofilen für Ventiltriebe ohne Ventilspielausgleich. Um ein weiches Öffnen und Schließen des Hubventils 106 im kalten, wie im warmen Zustand des Motors zu gewährleisten, muss die notwendige sogenannte Rampe 117 (Vornocken) des Nockens 102 zur Überwindung des Ventilspiels eine gewisse Mindestlänge aufweisen. Kann diese nicht gewährleistet werden, liegt die Kontaktlinie zwischen Nocken 102 und Tassenstößel 101 zu Beginn des Ventilhubes nicht mehr auf der Rampe des Nockens 102 und somit weit außerhalb der Tassenmitte, wodurch der Nocken 102 hart auf den Tassenstößel 101 aufschlägt und enorm hohe Beschleunigungskräfte auftreten, die sehr hohen Verschleiß verursachen und sich durch hohe Ventiltriebsgeräusche bemerkbar machen. Die Ventilöffnungsdauer eines Nockens 102 wird im Wesentlichen durch den Winkelbereich zwischen Vor- und Nachnocken 117, 118 bestimmt. Zur Verringerung der Ventilöffnungsdauer muss bei gleichbleibenden Nockenhub und Flankenradius des Nockens 102 der Spitzenradius RSP des Nockens 102 verkleinert werden. Der Reduzierung des Spitzenradius RSP sind durch zunehmende hertzsche Flächenpressung Grenzen gesetzt, so dass eine weitere Verringerung der Steuerzeit nur bei gleichzeitiger Nockenhubreduzierung möglich ist.
Fig. 12 zeigt zwei Ventilhubverläufe 123, 124 mit ähnlichen Belastungen des Ventiltriebes, wobei bei der Kurve 124 die Öffnungsdauer wesentlich geringer ist als bei Kurve 123. Um die geringere Öffnungsdauer bei gleichbleibendem Grundkreisradius r' zu ermöglichen, muss der maximale Ventilhub deutlich reduziert werden. Die Ventilöffnungsfläche wird in diesem Fall somit nicht nur durch die verkürzte Öffnungsdauer verringert, sondern auch und vor allem durch die damit notwendig werdende Verkleinerung des Nockenhubes. In Fig. 13 ist dieser Unterschied in der Ventilöffnungsfläche veranschaulicht, wobei die die gleiche Öffnungsdauern aufweisenden Kurven 122 und 124 in einem Hubdiagramm über- einander dargestellt sind. Die Kurve 124 zeigt die verringerte Öffnungsdauer somit bei einem flachen Tassenstößel, die Kurve 122 bei einem erfindungsgemäß profilierten Tassenstößel 101. Da bei der Ventilerhebungskurve 122 mit dem profilierten Tassenstößel 101 durch die Exzentrizität e' auch ein etwas späteres Öffnen des Ventils einhergeht, wie aus Fig. 11 ersichtlich ist, wurden die Kurven 122 und 124 für 0,3 mm Ventilspiel (hs) auf gleichen Öffnungs- und Schließzeitpunkt gelegt. Die durch den Einsatz des profilierten Tassenstößels 101 gewonnene Ventilöffnungsfläche 130 ist in Fig. 13 gut erkennbar. Bei gleichen Öffnungs- und Schließzeitpunkten der Hubventile 106 (Öffnungsdauer beim Ausführungsbeispiel: 235° Kurbelwinkel CA bei 0,3 mm Ventilspiel hs) ergibt sich durch den höheren Maximalhub durch den Einsatz des profilierten Tassenstößels 101 eine Mehrleistung von etwa 10% und mehr im oberen Drehzahlbereich. Durch den profilierten Tassenstößel 101 kann somit insbesondere bei Brennkraftmaschinen mit zwei Hubventilen 106 pro Zylinder das typische Abfallen des Drehmomentes im oberen Drehzahlbereich verhindert und damit eine beachtliche Mehrleistung erzielt werden.
In einem Zylinderkopf 201 ist zumindest ein Ventileinsatz 202 für ein Gaswechselventil 203 zur Steuerung der Strömung in einem Gaswechselkanal 204 angeordnet, wie aus den Fig. 14 bis 16 hervorgeht. Der Ventilsitzeinsatz 202 besteht aus Blech, beispielsweise Stahlblech und erstreckt sich vom Ventilsitzbereich 205 bis zu einem Ventilführungsbereich206. Der Ventilsitzeinsatz 202 weist im Bereich des Ventilführungsbereiches 206 einen ringförmigen Fortsatz 207 auf, welcher in eine die Ventilführung 208 aufnehmende Aufnahmebohrung 209 des Zylinderkopfes 201 eingesetzt, beispielsweise eingepresst, ist. Der Ventilsitzeinsatz 202 kann mit der Ventilführung 208 fest verbunden, beispielsweise verklebt, verlötet, verschraubt oder dergleichen sein. Es ist auch denkbar, den Ventilsitzeinsatz 202 einstückig mit der Ventilführung 208 auszubilden.
In der in Fig. 14 dargestellten Ausführungsvariante weist der Ventilsitzeinsatz 202 zwischen dem Fortsatz 207 und dem Ventilsitzbereich 205 eine Verbindungswand 210 auf, welche der Wand 211 des Gaswechselkanals 204 entsprechend geformt ist. Zwischen der Verbindungswand 210 und der Wand 211 des Gaswechselkanals 204 kann ein Isolierspalt 212 ausgebildet sein.
Der Ventilsitzeinsatz 202 wird samt dem den Ventilsitzkegel 205a bildenden Ventilsitzbereich 205 von der Brennraumseite her in den Zylinderkopf 201 eingesetzt.
Im Bereich des Gaswechselkanals 204 weist die Verbindungswand 210 eine Durchtrittsöffnung 213 für Luft bzw. Abgas auf. Die in Fig. 14 dargestellte Aus- führungsvariante eignet sich für Neutral-, Schräg-, Tangential- oder Auslasskanäle.
Fig. 15 und Fig. 16 zeigen eine Ausführungsvariante für Spiralkanäle, wobei nur Verbindungsstege 214 als Verbindung zwischen dem Ventilsitzbereich 205 und dem Fortsatz 207 vorgesehen sind. Dabei ist einer der Stege 214 im Bereich der Zunge 215 des Spiralkanals 204a positioniert. Um die Einlassströmung günstig zu beeinflussen, können die Verbindungsstege 214 leitschaufelartig geformt sein. Für die Einlassströmung ist es dabei vorteilhaft, wenn die Verbindungsstege 214 dem Ventilteller 203a möglichst nachgeformt sind und die Verbindung zwischen dem ringförmigen Fortsatz 207 und den Verbindungsstegen 214 etwa in der Mitte des Ventilraumes 216 liegt. Der Fortsatz 207 umschließt somit zwischen dem Ventilführungsbereich 206 und den Verbindungsstegen 214 den Ventilschaft 203b möglichst eng.
Das Material für den Sitzkegel 205a wird so dünn wie möglich gewählt, um den Platzgewinn gegenüber einem konventionellen Sitzring möglichst groß zu halten. Entsprechende Verschleißfestigkeit und Wärmebeständigkeit sind ebenfalls Voraussetzung.
Die Vorteile dieser Lösung liegen insbesondere in geringen Herstellkosten bei der Massenproduktion, im Vergleich zu konventionellen Sitzringen. Der technische Gewinn liegt bei dem drastisch verringerten Raumbedarf des Ventilsitzringes, wobei die Kühlungsbedingungen wesentlich verbessert werden können, durch die vergrößerten Materialstege im Zylinderkopf Risse hintan gehalten werden bzw. auch besonders im Fall von Zweiventilmotoren die Ventilteller größer als bisher konzipiert werden können. Ein weiterer Effekt kann beim Auslassventil erreicht werden, wo durch einen gezielten Isolierspalt 210 zwischen Kanalwand und Ventileinsatz eine Isolierung zu Stande kommt und die Aufheizung des Zylinderkopfes verringert wird.
Die Fig. 17 zeigt ein Ventilhubdiagramm, wobei der Hub hi der Einlassventile und der Hub hE der Auslassventile über dem Kurbelwinkel CA aufgetragen ist. Mit OTLw ist der obere Totpunkt des Ladungswechsels bezeichnet.
Im Bereich des oberen Totpunktes OT des Ladungswechsels werden Einlassventile und Auslassventile diskontinuierlich, also schrittweise geöffnet bzw. geschlossen. Wie aus der Hubkurve hi des Einlassventils zu ersehen ist, wird das Einlassventil in zwei Stufen hu und hϊ2 geöffnet, wobei zwischen den beiden Stufen hu und hϊ2 eine ebene Rampe IR1 im Bereich der ersten Öffnungsstellung h i des Einlassventils ausgebildet ist, während welcher der Ventilhub hϊ im Wesentlichen konstant gehalten wird. Auf die zweiten Stufe hϊ2 folgt eine zweite Rampe IR2 im Bereich der zweiten Öffnungsstellung hΪR2 des Einlassventils, während welcher das Einlassventil für eine vordefinierte Zeitdauer tT2 auf konstantem Hub hi gehalten wird. Danach wird der Hub hi des Einlassventils in einer dritten Stufe hι3 auf eine dritte Öffnungsstellung hTR3 entsprechend der Rampe IR3 gebracht und diese dritte Öffnungsstellung h 3 eine vordefinierte Zeitdauer tI3 lang konstant gehalten. Danach wird das Einlassventil aus der dritten Öffnungsstellung in einer vierten Stufe hM geschlossen.
Auch das Auslassventil wird in mehreren Schritten geöffnet bzw. geschlossen, wobei zwischen der ersten Stufe hEι und der zweiten Stufe hE2 eine ebene Rampe ER1 im Bereich der ersten Öffnungsstellung hERi des Auslassventils ausgebildet ist, bei der der Hub hE des Auslassventils eine vordefinierte Zeitdauer tEι lang konstant gehalten wird. Nach der zweiten Stufe hE2 wird das Auslassventil in seiner zweiten Stellung hER2 entsprechend der Rampe ER2 auf maximalem Ventilhub gehalten, wobei diese Stellung eine vordefinierte Zeitdauer tE2 konstant gehalten wird. Danach wird der Ventilhub des Auslassventils in einem dritten Schritt hE3 auf eine dritte Öffnungsstellung hER3 entsprechen der Rampe ER3 vermindert, wobei diese dritte Öffnungsstellung hER3 eine bestimmte Zeit tE3 lang konstant gehalten wird. Danach wird das Auslassventil beispielsweise im oberen Totpunkt OTLW des Ladungswechsels in einer vierten Stufe hE4 geschlossen.
Mit der Linie 301 ist der Kolbenhub angedeutet. Aus der Figur ist deutlich zu ersehen, dass sowohl Einlass- als auch Auslassventilkurve hE, hi im Bereich des oberen Totpunktes OT v des Ladungswechsels der Kolbenhubkurve 301 im Wesentlichen folgen, wobei im Bereich des oberen Totpunktes OT w der Ventilhub hi des Einlassventils und der Ventilhub hE des Auslassventils auf einem konstanten Wert gehalten wird, wobei ein Mindestabstand vom Kolben eingehalten wird.
Dabei ist es auch möglich, dass die Einlass- und/oder Auslassventile im Bereich des oberen Totpunktes OT w des Ladungswechsels in gleicher Richtung wie der Kolben, beispielsweise annähernd synchron mit diesem bewegt werden, wodurch die Einlass- oder Auslassventile quasi unter dem Kolben "durchtauchen". Diese Variante ist in Fig. 17 durch punktierte Linien für den Hub hE des Auslassventils demonstriert. Dabei wird das Auslassventil aus der dritten Öffnungsstellung hE 3 in der vierten Stufe hE4 nicht geschlossen, sondern in einer vierten Stufe hE4' nochmals geöffnet, wobei an die vierte Stufe hE4' eine vierte Öffnungsstellung hER4' entsprechend der Rampe ER41 anschließt, in welcher die Öffnung eine bestimmte Zeitdauer tE4' konstant gehalten wird. Danach folgt in einem fünften Schritt hE5' entweder ein entgültiges Schließen des Auslassventils oder ein Vermindern des Hube HE bis zu einer fünften Öffnungsstellung hER5" entsprechend der Rampe ER5". Nach der Rampe ER5" wird das Auslassventil in einer sechsten Stufe hE6" endgültig geschlossen. Der Vorgang des Durchtauchens ist im Detail in Fig. 18 für die Hubkurve h eines Ein- oder Auslassventils darstellt. Die einzelnen Stufen sind dabei mit hi, h2, h3, h4, h5, h6, die Rampen mit Rl, R2, R3, R4, R5 und die Öffnungsstellungen während der Zeitdauer ti, t2, t3, t4, t5 mit hRi, hR2, hR2, hR3, hR5 bezeichnet.
Die mittels elektrohydraulischem Ventiltrieb realisierte vollvariable Ventilbetätigung mit gestuften Hubkurven hϊ, hE ermöglicht einerseits eine optimale Spülung des Brennraumes im Volllastbereich und andererseits eine exakte Steuerung der Restgasmenge im Teillastbereich durch Optimierung der Überschneidungsflächen der Hubkurven hi, hE. Durch optimal gestaltbare Ventilöffnung des Einlassventils während der Ansaugphase können Ladungswechselverluste vermindert und das Volllastpotential angehoben werden.
Die abgestufte Ventilerhebung im Bereich des Ladungswechsels ermöglicht ein besonders gutes Spülverhalten, wobei Ventiltaschen im Kolben zumindest wesentlich verkleinert werden können oder gar auf Ventiltaschenkolben verzichtet werden kann. Dadurch kann der Brennraum für die Verbrennung optimal gestaltet werden.
Besseres Spülverhalten und exaktere Restgassteuerung gestatten es, einerseits Verbrauch und Emissionen wesentlich zu vermindern und andererseits das Volllastverhalten deutlich zu steigern.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hautanspruches durch die Merkmaie des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschreibung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschrei- bung Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Brennkraftmaschine mit einer variablen Ventilbetätigungseinrichtung für ein über einen Nocken und einen Tassenstößel betätigbares Gaswechselventil, wobei der Nocken über ein zwischen zumindest zwei Stellungen quer zur Nockenwellenachse schwenkbares Betätigungsglied auf das Gaswechselventil einwirkt, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied in seiner einen ersten Ventilhub definierenden ersten Stellung durch einen Sperrkolben fixierbar ist und ein durch eine zweite Stellung des Betätigungsgliedes definierender zweiter Ventilhub kleiner ist als der erste Ventilhub.
2. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenachse des Sperrkolbens etwa normal zur Ventilachse angeordnet ist und vorzugsweise die Ventilachse schneidet.
3. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Sperrkolben in einer Querbohrung des Stößelkörpers normal zu einer durch die Ventilachse und der Nockenwellenachse aufgespannten Bezugsebene, vorzugsweise im Bereich einer normal zur Nockenwellenachse stehenden Symmetrieachse, verschiebbar gelagert ist.
4. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied mit einer dem Nocken abgewandten unteren Kontaktfläche auf einer entsprechenden Gegenfläche des Stößelkörpers des Tassenstößels abrollbar ist.
5. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die untere Kontaktfläche des Betätigungsgliedes eine Abrollkontur mit einer konvex gekrümmten Oberfläche aufweist.
6. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Gegenfläche des Stößelkörpers eine konvex gekrümmte Abrollkontur aufweist.
7. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied um einen tassenstö- ßelfesten Zapfen drehbar gelagert ist, wobei die Lagerbohrung des Betätigungsgliedes durch ein Langloch gebildet ist.
8. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied auf seiner dem Sperrkolben zugewandten Seite eine entsprechend dem Sperrkolben geformte Rastöffnung aufweist, in welche der Sperrkolben in der ersten Stellung des Betätigungsgliedes einrastbar ist.
9. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Sperrkolben hinsichtlich einer durch die Nockenwellenachse und die Ventilachse gebildeten Bezugsebene auf der selben Seite wie die geometrische Drehachse angeordnet ist.
10. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied im Wesentlichen eine Keilform aufweist.
11. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachse und die Kolbenachse im Wesentlichen in einer Normalebene auf die Ventilachse angeordnet sind.
12. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die geometrische Drehachse des Betätigungsgliedes in der Bezugsebene oder in einem unmittelbar an die Bezugsebene anschließenden Bereich angeordnet ist.
13. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die geometrische Drehachse des Betätigungsgliedes von der Ventilachse beabstandet ist, wobei der Abstand maximal dem halben Tassenstößelradius, vorzugsweise maximal dem Ventilschaftdurchmesser, besonders vorzugsweise maximal dem halben Ventilschaftdurchmesser entspricht.
14. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied lagerbohrungslos ausgeführt ist.
15. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied lose am Stößelkörper aufliegt.
16. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied im Wesentlichen plättchenförmig ausgebildet ist.
17. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die untere Kontaktfläche des Betätigungsgliedes an einer Gegenfläche des Stößelkörpers abrollen kann, wobei beim Abrollen von der ersten Stellung in die zweite Stellung sich die momentane geometrische Drehachse des Betätigungsgliedes der Bezugsebene annähert.
18. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied um eine durch das Betätigungsglied oder den Stößelkörper gebildete Kante kippbar ist und die geometrische Drehachse des Betätigungsgliedes durch die Kante gebildet ist.
19. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied zumindest eine, vorzugsweise zwei kreissegmentförmige Führungsnasen aufweist, welche in entsprechend gekrümmten Nuten des Stößelkörpers geführt sind.
20. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsnasen und Nuten beidseits einer normal zur Nockenwellenachse ausgebildeten Symmetrieebene angeordnet sind.
21. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 14 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die den Sperrkolben aufnehmende Querbohrung des Stößelkörpers die Bezugsebene schneidet.
22. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 14 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass das Betätigungsglied an seiner dem Stößelkörper zugewandten Unterseite einen Anschlag aufweist, der in der Sperrstellung am Sperrkolben aufliegt.
23. Brennkraftmaschine mit einer Ventilbetätigungseinrichtung mit einem Tassenstößel für ein nocken betätigtes Gaswechselventil, wobei der Tassenstößel profiliert ausgeführt und eine dem Nocken zugewandte Kontaktfläche aufweist, welche zumindest einen ersten und einen zweiten Abschnitt aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass erster und zweiter Abschnitt zueinander geneigt ausgeführt sind.
24. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Abschnitt bezüglich des vorzugsweise normal zur Hubachse angeordneten ersten Abschnittes konvex geneigt ist.
25. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 23 oder 24, dadurch gekennzeichnet, dass ein Übergangsbereich zwischen ersten und zweiten Abschnitt von einer durch die Hubachse und die Nockenwellenachse aufgespannten Bezugsebene beabstandet ist, wobei vorzugsweise der Abstand maximal dem halben Tassenstößelradius, vorzugsweise maximal dem Ventilschaftdurchmesser, besonders vorzugsweise maximal dem halben Ventilschaftdurchmesser entspricht.
26. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 23 bis 25, dadurch gekennzeichnet, dass die Verschneidungslinie zwischen ersten und zweiten Abschnitt etwa parallel zur Bezugsebene verläuft.
27. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 23 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontaktfläche im Übergangsbereich zwischen erstem und zweitem Abschnitt einen ersten Krümmungsradius aufweist, welcher vorzugsweise maximal etwa 50 mm beträgt.
28. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 23 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontaktfläche im zweiten Abschnitt konvex gekrümmt ausgeführt ist und vorzugsweise einen zweiten Krümmungsradius aufweist, welcher besonders vorzugsweise mindestens etwa 50 mm beträgt.
29. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 23 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass der Neigungswinkel zwischen dem ersten und dem zweiten Abschnitt zwischen etwa 185° und 210°, vorzugsweise zwischen etwa 190° und 200°, beträgt.
30. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 23 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass der Tassenstößel verdrehfest in einem Stößelzylinder gelagert ist.
31. Brennkraftmaschine mit zumindest einem Ventileinsatz für zumindest ein in einem Zylinderkopf angeordnetes Gaswechselventil eines Gaswechselkanals, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Ventilsitzeinsatz von einem Ventilsitzbereich bis zu einem Ventilführungsbereich für das Gaswechselventil erstreckt.
32. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz zumindest teilweise aus Blech, vorzugsweise aus Stahlblech gefertigt ist.
33. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 31 oder 32, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz austauschbar mit dem Zylinderkopf verbunden ist.
34. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 33, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz in den Zylinderkopf eingepresst ist.
35. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 34, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz fest mit einer den Schaft des Gaswechselventils aufnehmenden, in einer Aufnahmebohrung des Zylinderkopfes angeordneten Ventilführung verbunden ist.
36. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 35, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz einstückig mit der Ventilführung ausgeführt ist.
37. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz und die Ventilführung durch getrennte Teile gebildet sind.
38. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 37, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz zumindest einen den Ventilschaft des Gaswechselventils umgebenden ringförmigen Fortsatz aufweist, welcher in die Aufnahmebohrung des Zylinderkopfes für die Ventilführung eingeschoben, vorzugsweise eingepresst ist.
39. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 38, vorzugsweise für einen als Neutral-, Schräg-, Tangential-, oder Auslasskanal ausgebildeten Gaswechselkanal, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz zwischen Ventilsitzbereich und Fortsatz zumindest eine domartige, durchgehende Verbindungswand aufweist, wobei im Bereich des Gaswechselkanals die Verbindungswand eine dem Querschnitt des Gaswechselkanals entsprechende Durchtrittsöffnung aufweist.
40. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 39, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Verbindungswand und dem Zylinderkopf zumindest ein Isolierspalt ausgebildet ist.
41. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 40, vorzugsweise für einen als Neutral-, Schräg- oder Tangentialkanal ausgebildeten Gaswechselkanal, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilsitzeinsatz zwischen Ventilsitzbereich und Fortsatz eine domartige Verbindungswand mit Durchbrüchen aufweist, wobei im Bereich des Gaswechselkanals die Verbindungswand eine dem Querschnitt des Gaswechselkanals entsprechende Durchtrittsöffnung aufweist.
42. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 31 bis 41 für einen als Spiralkanal ausgebildeten Gaswechselkanal, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Fortsatz und dem Ventilsitzbereich zumindest ein Verbindungssteg ausgebildet ist, wobei vorzugsweise ein Verbindungssteg im Zungenbereich des Spiralkanals angeordnet ist.
43. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 42, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Verbindungssteg einen in Anströmrichtung strömungsgünstig geformten Querschnitt aufweist.
44. Brennkraftmaschine, insbesondere nach Anspruch 42 oder 43, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Verbindungssteg leitschaufelartig geformt sind.
45. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 42 bis 44, dadurch gekennzeichnet, dass der Fortsatz im Bereich des Ventilraumes des Gaswechselkanals den Schaft des Gaswechselventils möglichst eng umschließt.
46. Brennkraftmaschine, insbesondere nach einem der Ansprüche 42 bis 45, dadurch gekennzeichnet, dass der Fortsatz im Bereich des Ventilraumes des Gaswechselkanals drallunterstützend ausgebildet ist.
47. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit vorzugsweise elekt- rohydraulischem, vollvariablem Ventiltrieb, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels zumindest ein Einlassventil und/oder ein Auslassventil diskontinuierlich geöffnet oder geschlossen wird.
48. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 47, dadurch gekennzeichnet, dass das Auslassventil in zumindest zwei Stufen geöffnet wird, wobei zwischen den Stufen der Ventilhub im Wesentlichen konstant gehalten wird.
49. Verfahren, insbesondere nach Anspruch 47 oder 48, dadurch gekennzeichnet, dass das Auslassventil in zumindest zwei Stufen geschlossen wird, wobei zwischen den Stufen der Ventilhub im Wesentlichen konstant gehalten wird.
50. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 49, dadurch gekennzeichnet, dass das Einlassventil in zumindest zwei Stufen geöffnet wird, wobei zwischen den Stufen der Ventilhub im Wesentlichen konstant gehalten wird.
51. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 50, dadurch gekennzeichnet, dass das Einlassventil in zumindest zwei Stufen geschlossen wird, wobei zwischen den Stufen der Ventilhub im Wesentlichen konstant gehalten wird.
52. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 51, dadurch gekennzeichnet, dass das Einlassventil vor dem oberen Totpunkt des La- dungswechsels bis zu einer ersten Öffnungsstellung und nach dem oberen Totpunkt weiter bis zu einer zweiten Öffnungsstellung geöffnet wird, wobei im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels der Ventilhub in der ersten Öffnungsstellung konstant gehalten wird.
53. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 52, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilhub des Einlassventils aus der zweiten Öffnungsstellung in eine dritte Öffnungsstellung reduziert wird, wobei der Ventilhub in der dritten Öffnungsstellung vor dem endgültigen Schließen des Einlassventils für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten wird.
54. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 53, dadurch gekennzeichnet, dass das Auslassventil zu Beginn des Auslasstaktes in eine erste Öffnungsstellung geöffnet wird, wobei der Ventilhub der ersten Öffnungsstellung für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten und danach weiter in eine zweite Öffnungsstellung erweitert wird.
55. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 54, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilhub des Auslassventils unmittelbar vor dem oberen Totpunkt des Ladungswechsels von der zweiten Öffnungsstellung in eine dritte Öffnungsstellung reduziert wird, wobei der Ventilhub in der dritten Öffnungsstellung für eine vordefinierte Dauer konstant gehalten wird.
56. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 52 bis 55, dadurch gekennzeichnet, dass das Auslassventil im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels, vorzugsweise unmittelbar nach dem oberen Totpunkt des Ladungswechsels aus der zweiten Öffnungsstellung geschlossen wird.
57. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 56, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Öffnungsstellung des Einlassventils und/oder die dritte Öffnungsstellung des Auslassventils so bemessen ist, dass im oberen Totpunkt des Kolbens während des Ladungswechsels ein vordefinierter Mindestabstand zwischen Kolben und den geöffneten Einlass- oder Auslassventilen von vorzugsweise mindestens 0,8 mm verbleibt.
58. Verfahren, insbesondere nach einem der Ansprüche 47 bis 57, dadurch gekennzeichnet, dass die Einlassventile und/oder Auslassventile im Bereich des oberen Totpunktes des Ladungswechsels in gleicher Richtung wie der Kolben, vorzugsweise synchron mit diesem, bewegt werden.
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Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3032276A1 (de) 1980-08-27 1982-03-04 Bayerische Motoren Werke AG, 8000 München Zylinderkopf fuer brennkraftmaschinen
US4688527A (en) 1986-03-31 1987-08-25 Chrysler Motors Corporation Ceramic valve guide and seat
EP0292185B1 (de) 1987-05-21 1992-06-24 Jaguar Cars Limited Nockenvorrichtungen
EP1209326A2 (de) 2000-11-22 2002-05-29 BorgWarner Inc. Variable Ventilsteuerungseinrichtung
DE10127205A1 (de) 2001-06-05 2002-09-05 Bosch Gmbh Robert Nockenwellenlose Steuerung eines Gaswechselventils einer Brennkraftmaschine
DE10134644A1 (de) 2001-07-17 2003-02-06 Bosch Gmbh Robert Elektrohydraulische Ventilsteuerung

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4850311A (en) * 1988-12-09 1989-07-25 General Motors Corporation Three dimensional cam cardanic follower valve lifter
DE4433742A1 (de) * 1993-09-22 1995-04-20 Aisin Seiki Ventilsteuerungsvorrichtung
EP0763165A1 (de) * 1994-06-02 1997-03-19 Valasopoulos, Christos Ventilstöpsel mit variabler wirkung für hubkolbenbrennkraftmaschine
JPH10288018A (ja) * 1997-04-17 1998-10-27 Unisia Jecs Corp エンジンブレーキ装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3032276A1 (de) 1980-08-27 1982-03-04 Bayerische Motoren Werke AG, 8000 München Zylinderkopf fuer brennkraftmaschinen
US4688527A (en) 1986-03-31 1987-08-25 Chrysler Motors Corporation Ceramic valve guide and seat
EP0292185B1 (de) 1987-05-21 1992-06-24 Jaguar Cars Limited Nockenvorrichtungen
EP1209326A2 (de) 2000-11-22 2002-05-29 BorgWarner Inc. Variable Ventilsteuerungseinrichtung
DE10127205A1 (de) 2001-06-05 2002-09-05 Bosch Gmbh Robert Nockenwellenlose Steuerung eines Gaswechselventils einer Brennkraftmaschine
DE10134644A1 (de) 2001-07-17 2003-02-06 Bosch Gmbh Robert Elektrohydraulische Ventilsteuerung

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