WO2005111395A2 - Motorrad - Google Patents

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WO2005111395A2
WO2005111395A2 PCT/AT2005/000137 AT2005000137W WO2005111395A2 WO 2005111395 A2 WO2005111395 A2 WO 2005111395A2 AT 2005000137 W AT2005000137 W AT 2005000137W WO 2005111395 A2 WO2005111395 A2 WO 2005111395A2
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clutch
internal combustion
cooling
drive train
combustion engine
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Franz LAIMBÖCK
Bernhard Graf
Robert Roithinger
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Avl List Gmbh
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    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/29—Constructional details of the coolers, e.g. pipes, plates, ribs, insulation or materials
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    • F28F1/36—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending obliquely the means being helically wound fins or wire spirals
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    • F01N2340/06—Dimensional characteristics of the exhaust system, e.g. length, diameter or volume of the apparatus; Spatial arrangements of exhaust apparatuses characterised by the arrangement of the exhaust apparatus relative to the turbine of a turbocharger
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    • F01N2590/04—Exhaust or silencing apparatus adapted to particular use, e.g. for military applications, airplanes, submarines for motorcycles
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    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
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    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/087—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears
    • F16H3/089—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears all of the meshing gears being supported by a pair of parallel shafts, one being the input shaft and the other the output shaft, there being no countershaft involved
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to a motorcycle with an internal combustion engine, in particular a diesel internal combustion engine.
  • the invention relates to a drive train for a vehicle, in particular for a motorcycle, with an automated sequential manual transmission which can be shifted manually via a shift shaft and which can be connected to an internal combustion engine via a shift clutch.
  • the invention also relates to a decompression device for an internal combustion engine with at least one exhaust valve actuated via a cam of a camshaft, with at least one pin radially displaceable in the region of the base circle of the cam against a restoring force, which pin is axially at least between an engine operating mode within the hollow camshaft.
  • position and a decompression position is adjustable by means of an actuator axially displaceably arranged slide, the slide having at least one ramp surface in the contact area of the pin.
  • the invention relates to a cooling device for exhaust gas or clean air, in particular exhaust gas recirculation cooler or charge air cooler for an internal combustion engine, with a tubular housing, which has a cooling device for the gas to be cooled, which flows through a gas space of the housing, with at least one coolant arranged in the housing and through which coolant flows Cooling tube, the outer jacket of which borders the gas space, the housing having at least two connections to the coolant system and at least two gas connections for the gas to be cooled.
  • Diesel engines are not very common in the field of single-track vehicles. There are only a few small niches in which diesel engines are represented. Only a small number of diesel motorcycles found their way into commercial production. The diesel engines for the vehicles are usually originally designed for stationary applications and have been modified for use in these two-wheeled vehicles. Therefore, the design of these internal combustion engines is simple and the output power is too low for use in large-stroke motorcycles.
  • JP 59-063323 A a diesel internal combustion engine for a motorcycle with two intake and one exhaust valve per cylinder is known.
  • For fuel injection opens a fuel injection valve in a prechamber.
  • An exhaust gas turbocharger is provided to increase performance.
  • the known diesel motorcycles have a relatively low power yield and are not competitive in this regard with gasoline-powered motorcycles.
  • JP 57-079215 A describes a motorcycle with a water-cooled spark ignition internal combustion engine with an exhaust gas turbocharger and a charge air cooler.
  • the radiators for the liquid cooler and the charge air cooler are arranged side by side in a front area of the internal combustion engine, as seen in the direction of travel.
  • JP 60-240522 A discloses a motorcycle with an internal combustion engine charged by an exhaust gas turbocharger, an air-cooled intercooler being arranged in the front area of the internal combustion engine, as seen in the direction of travel.
  • a motorcycle with a supercharged internal combustion engine is also known from JP 60-240524 A, a charge air cooler being arranged in front of the engine.
  • Actuator devices for sequential manual transmissions which consist of hydraulic cylinders, in which the pressure is changed as a function of the switching direction, have become known.
  • WO 01/76905 AI describes electrical actuators for clutches and / or sequential gearboxes.
  • EP 1 247 951 A2 discloses a decompression device with a slide arranged within a camshaft, which has a ramp surface formed by a circumferential groove, by means of which a pin can be displaced radially in the area of a cam base circle. The slide is moved by a cable.
  • No. 1,439,798 discloses a decompression device with a slide arranged in a camshaft, which has ramp surfaces in the area of a pin arranged radially in the camshaft in the area of a base circle of a cam, which act on the pin.
  • GB 603 499 A describes a device for heat recovery from exhaust gas for internal combustion engines, wherein a heat exchanger through which a fluid flows is arranged in an exhaust manifold.
  • No. 6,634,419 B1 describes an exhaust gas cooling device for an exhaust gas recirculation system, the exhaust gas passing the cooling device in several passes.
  • EP 1 355 058 A2 discloses a cooling device for an exhaust gas removed from the main gas flow of an internal combustion engine, the cooler having a tube bundle of cooling tubes through which the coolant flows and around which the hot exhaust gas flows.
  • a device for cooling recirculated exhaust gas is also known from EP 0 930 429 A2.
  • the device has a bundle of tubes arranged in a housing, through which the exhaust gas flows.
  • the tube bundle is arranged in a space through which the coolant flows, so that the coolant flows around the outer surfaces of the tubes.
  • the known cooling device for exhaust gas recirculation systems have the disadvantage that the cooling capacity is unsatisfactory and / or that the cooling device has to be dimensioned relatively large and thus takes up a lot of installation space. Good cooling of the recirculated exhaust gases is particularly important for lowering the nitrogen oxides.
  • the object of the invention is to avoid these disadvantages and to create a diesel-powered motorcycle with a high power yield. Another object of the invention is to enable a motorcycle to change gear quickly and sportily with little wear on the parts in the drive train. It is also an object of the invention to provide a simple and safe decompression device. It is also an object of the invention to provide a device for effectively cooling a gas.
  • the internal combustion engine has an exhaust gas turbocharger.
  • the exhaust gas turbocharger - viewed in the direction of travel - is arranged in the front area of the internal combustion engine, in particular between a cylinder head containing the valve train for actuating the gas exchange valves and a control head of the motorcycle. It is preferably provided that the flow paths between the outlet valve and the inlet into the turbine are minimized. This arrangement has the advantage that the distance between the exhaust valves and the entry into the turbine of the exhaust gas turbocharger can be kept as small as possible.
  • pulse charging can be used in addition to the exhaust gas mass flow, in particular if the exhaust gas turbocharger connects directly to the exhaust ports of the cylinder head of the internal combustion engine, the exhaust ports preferably being curved in the direction of the turbine inlet of the exhaust gas turbocharger. Furthermore, it is advantageous for a compact design if the axis of at least one exhaust valve with a fluid line of the exhaust manifold - viewed in a side view - an angle between 40 ° and 80 °, preferably between 50 ° and 70 °, particularly preferably between 55 ° and 65 °, spanned.
  • the internal combustion engine has a fuel injection system with at least one injection device which opens into a cylinder for direct fuel injection.
  • Direct-injection diesel internal combustion engines enable high performance with low consumption.
  • a high degree of flexibility in injection can be achieved if the internal combustion engine has a storage injection system.
  • the injection pressure provided by the injection pump of the accumulator injection system usually fluctuates within one working cycle.
  • the injection pressure may fluctuate not only as a function of the speed but also as a function of the cylinder.
  • the accumulator injection system has at least one injection pump that can be operated synchronously with the injection cycles. It is preferably provided that the speed of the injection pump is a function of the cylinder, the ignition interval and the crankshaft speed.
  • an engine power of at least 100 HP or 73.55 KW is required.
  • This requirement combined with an adequate displacement of 1200 to 1400 cc can be met with a turbocharged multi-cylinder internal combustion engine with, for example, three cylinders, the cylinders preferably being arranged in series.
  • a particle filter can also be provided to suppress smoke emissions during full load phases.
  • the diesel internal combustion engine is therefore preferably liquid-cooled and, viewed in the direction of travel, can have a cooler unit with a liquid cooler and a charge air cooler in the front area, the charge air cooler preferably being arranged in front of the liquid cooler. This allows efficient cooling of the charge air, which has an advantageous effect on the power yield.
  • the cooler unit can have an oil cooler which is preferably arranged below the charge air cooler.
  • a charge air line connected to the charge air cooler and an exhaust line starting from the cylinder head are arranged on different sides of the cooler unit, the charge air line and the exhaust line preferably being at least partially at least approximately symmetrical with respect to a normal one to the rear wheel axle trained motorcycle plateau.
  • the selector shaft or the shift drum of the manual transmission can be actuated automatically by a hydraulic shift actuator.
  • the shift shaft can be actuated by a preferably double-acting shift piston of a hydraulic shift actuator.
  • the shift shaft can act on a sequential shift drum.
  • the shift drum is actuated by a shift actuator designed as a vane cell actuator.
  • the idle gear stage is arranged on at least one end region, preferably before the first gear stage, of the sequential gear stage selection region.
  • the idle is usually arranged between the first and second gear, which leads to a different shift behavior than in the other gears.
  • the manual switching process can be superimposed on the automatic switching process.
  • the driver is therefore subject to the final decision for the gearshift.
  • the clutch can also be actuated automatically and / or manually, preferably by means of a hydraulic clutch actuator.
  • the manual clutch actuation can also be superimposed on the automatic clutch actuation in order to give the driver the greatest possible freedom.
  • the clutch actuator has a pressure piston designed as a stepped piston, which preferably acts on the clutch via a clutch release rod.
  • the pressure piston borders with a first end face on a first and with a second end face on a second pressure chamber, the first pressure chamber with manual clutch actuation and the second pressure chamber with automatic clutch actuation being pressurizable.
  • the first end face is preferably larger than the second end face.
  • the second pressure chamber is flow-connected to an equalizing chamber with a variable volume.
  • Shift actuator and clutch actuator can be supplied by their own hydraulic pump.
  • the hydraulic oil of the hydraulic system for actuating the shift actuator and / or the clutch actuator which is preferably formed by gear or motor oil, should be filtered through a fine-meshed filter device.
  • the control valve for the clutch actuator can - depending on the volume - be position-controlled and preferably have a self-adjusting hydraulic element to compensate for wear of the clutch.
  • the manual transmission and clutch can be controlled by at least one electronic control unit. It is particularly advantageous if the electronic control unit has a clutch shift algorithm for the automatic disconnection and engagement of the clutch when the gearbox is shifted.
  • the clutch With electrical or manual actuation of the gearshift, the clutch is briefly disconnected and - depending on the engine map and the gearshift direction, i.e. gearshift activity in the direction of higher or lower gear ratio - closed again after a predefined time interval or only after the gear position of the desired gear has been reached completely. The latter ensures the engine braking effect when downshifting.
  • the downshift can automatically be given briefly when downshifting.
  • the electronic control unit has an overspill protection switching algorithm for switching back from first gear to the neutral position.
  • the electronic control unit has an anti-blocking switching algorithm (anti-hopping).
  • anti-hopping anti-hopping
  • the electronic control unit has a quick start switching algorithm which enables maximum vehicle acceleration from standstill. If necessary, a quick-start switching algorithm of the electronic control unit is started, which provides at least one of the following test steps a) to e):
  • the clutch can be automatically disconnected and the first gear engaged if necessary.
  • the speed gradient of the front wheel and / or the spring travel of the front wheel can be determined during the acceleration process and with at least one predefined one Limit are compared. If the limit value is undershot, an intervention in the drive train and / or the control of the internal combustion engine that increases the acceleration speed gradient of the front wheel is initiated. It is also possible to determine the spring travel of the front wheel and to compare it with at least one predefined limit value and to initiate an intervention in the drive train and / or the control of the internal combustion engine which increases the spring travel if the limit value is undershot.
  • the speed gradient of the rear wheel during acceleration is determined and compared with at least one predefined limit value, an intervention in the drive train reducing the acceleration speed gradient of the rear wheel and / or if the limit value is exceeded the control of the internal combustion engine is initiated.
  • the speed difference of the front wheel and the rear wheel is determined and compared with at least one predefined limit value, that if the limit value is exceeded, an intervention reducing the speed difference is initiated in the drive train and / or the control of the internal combustion engine.
  • the type of intervention can be selected in a simple manner based on the size of the determined travel of the front wheel. If the travel of the front wheel is greater than zero, the injection in at least one cylinder is reduced. If the travel of the front wheel is zero, the clutch is briefly metered, for example while sliding open.
  • a gear change of the manual transmission is prevented by a shift prevention shift algorithm of the electronic control unit. This prevents dangerous load change reactions when cornering.
  • At least one of the shift algorithms should be able to be activated or deactivated manually by the driver if required.
  • the automated manual transmission and the automated clutch have the advantage of reduced wear of all elements in the drive train, despite the quick and sporty gear change.
  • the automated manual gearbox is particularly suitable for motorcycles that are equipped with externally or self-ignited internal combustion engines of high performance, in particular with supercharged direct-injection diesel internal combustion engines. machines with accumulator injection systems. However, it can also be used in so-called SUVs (Sport Utility Vehicles).
  • SUVs Sport Utility Vehicles
  • a simple and safe decompression device is distinguished according to the invention in that the actuating device is of a hydraulic or pneumatic type and has a piston which acts on the slide in the axial direction against a restoring force preferably formed by a restoring spring. It is preferably provided that the slide can be brought into the decompression position by the spring and hydraulically or pneumatically into the engine operating position.
  • the piston is mounted outside the camshaft. This variant has the advantage that no circumferential seals are required to actuate the piston of the actuating device.
  • a second embodiment variant according to the invention provides that the piston is arranged within the camshaft.
  • the advantage of this arrangement is that the axial bearing of the camshaft is not additionally loaded by the axial force acting on the slide.
  • the piston is fixedly connected to the slide, preferably in one piece with it.
  • the piston and slide can also be designed as separate components.
  • the return spring of the slide can either be arranged in the region of the end of the slide on the piston side or on the end of the slide remote from the piston.
  • the ramp surface of the slide is formed by a circumferential conical surface of the slide in accordance with a very simple construction.
  • the slider is non-rotatably but longitudinally displaceably connected to the camshaft by a positive connection.
  • At least one end position which preferably defines the engine operating position, is defined by a stop for the slide, preferably formed by the camshaft.
  • a simple cooling of a gas is achieved in that the gas space is surrounded by a cooling jacket through which the coolant flows, which is preferably fluidly connected to the cooling tube.
  • the cooling capacity and the cooling jacket through which the coolant flows can significantly increase the cooling capacity in comparison to comparable cooling devices.
  • Another Increasing the cooling capacity is possible in that the cooling device has a bundle of cooling tubes through which coolant flows axially inserted into the housing, the outer sides of the cooling tubes adjoining the gas space of the housing and flowed around by the gas exchanged between the individual cylinders.
  • At least one cooling fin which is connected in a heat-conducting manner to at least one cooling tube is arranged in the gas space of the housing.
  • at least one cooling fin connected to the cooling tube in a heat-conducting manner is arranged within at least one cooling tube.
  • the at least one cooling fin is helically twisted in the direction of the longitudinal axis of the housing.
  • the helical swirl of the cooling fin can further increase the heat-dissipating surface and improve the heat transfer to the gas to be cooled.
  • the swirl also increases the turbulence in the gas space or in the coolant space. In comparison to a cooling jacket, which comprises the tubular housing, a significant increase in the cooling capacity can be brought about.
  • the cooling tube or the bundle of cooling tubes is preferably sealed on the coolant side with O-rings.
  • piston rings protect the O-rings from direct exposure to the hot gas.
  • a relief opening preferably connected to the surroundings, can be provided at least between a piston ring and the O-ring seal.
  • the cooling tube is connected to the housing with at least one fixing device, preferably formed by a screw, the fixing device preferably being arranged in the region of half the length of the cooling tube. Due to the central arrangement of the fixing device, thermal expansions of the cooling tube are divided between both sides of the fixing device.
  • cooling tubes are connected to a flange and this entire tube package is inserted axially into the housing.
  • the housing can be integrated or cast into a cylinder head of the internal combustion engine.
  • the inserted cooling tube or the inserted bundle of cooling tubes is only integrated into the cooling circuit at the ends.
  • the cooling tube is an extruded profile.
  • the cooling tube is a hydroformed thin-walled sheet metal tube. It is also possible that the cooling fins are soldered onto the cooling tubes.
  • the cooling fins can be made in one piece or in several parts with the heat pipe.
  • Figure 1 shows an inventive motorcycle in an oblique view from the right.
  • Figure 2 shows the motorcycle in an oblique view from the left.
  • Figure 5 shows the motorcycle in a front view.
  • 16 shows the transmission in a further oblique view
  • 17 shows an actuator for actuating a clutch of the motorcycle in a longitudinal section
  • FIG. 22 shows a camshaft of an internal combustion engine in longitudinal section with a decompression device according to the invention
  • FIG. 25 shows the camshaft in a longitudinal section with a decompression device according to the invention in a second embodiment variant
  • 26 shows a camshaft in a longitudinal section with a decompression device according to the invention in a third embodiment variant
  • FIG. 27 shows a camshaft in longitudinal section with a decompression device according to the invention in a fourth embodiment variant
  • FIG. 29 shows a side view of a cooling device according to the invention in a first embodiment variant
  • 32 shows the cooling device in a section along the line XXXII-XXXII in FIG. 30;
  • 33 shows the cooling device in a section along the line XXXIII-XXXIII in FIG. 30;
  • 35 shows the cooling device in a section along the line XXXV-XXXV in FIG. 31;
  • FIG. 36 shows the cooling device in a section along the line XXXVI-XXXVI in FIG. 31;
  • FIG. 37 shows a side view of a cooling device in a second embodiment variant
  • Fig. 38 shows this cooling device in a section along the line XXXVIII-XXXVIII in Fig. 37 and
  • FIG. 39 shows the detail XXXIX-XXXIX from FIG. 37 in a further embodiment variant.
  • FIGS. 1 to 17 For reasons of clarity, only the most important parts of the drive train and the frame of the motorcycle 2 are shown in FIGS. 1 to 17. For the same reason, the internal combustion engine 4 and the transmission 6 are shown without a housing.
  • the internal combustion engine 4 is designed as a three-cylinder in-line engine, as a result of which the best results can be achieved with regard to the engine dimensions, the engine weight and the thermodynamic behavior.
  • a shape and arrangement was deliberately chosen that is pronounced of previous gasoline-powered motorcycles.
  • the charge air line 36 and the exhaust gas line 44 are arranged, at least in sections, at least approximately symmetrically with respect to a motorcycle plane 3 which is normal to the rear wheel axis.
  • the internal combustion engine is liquid-cooled and has a cooler unit 30 arranged at the front of the internal combustion engine 4 with a liquid cooler 8, which is designed with a charge air cooler 10 in a sandwich-like construction, the charge air cooler 10 being arranged in front of the liquid cooler 8, as seen in the direction of travel.
  • An oil cooler 12 is provided below the liquid cooler 8 and the charge air cooler 10, which cooler controls the engine oil temperature. holds at a predefined level. This is particularly important if the internal combustion engine 4 has a piston cooling system that uses oil as the coolant.
  • the cooling air supply is ensured in particular when the vehicle is stationary or at low vehicle speeds by a relatively large fan 14 behind the liquid cooler 8.
  • An exhaust gas turbocharger 16 is - seen in the direction of travel - directly in front of the cylinder head 18 containing the control drive 77 for the gas exchange valves, that is to say between the control head 20 fixed to the frame and the cylinder head 18.
  • This arrangement has the advantage that the distance between the exhaust valves 22 and the inlet 24 into the turbine 26 of the turbocharger 16 can be kept as small as possible in order to use pulse charging in addition to the exhaust gas flow.
  • the turbine 26 preferably has a variable turbine geometry (VTG).
  • the turbocharger 16 receives a direct flow from the airstream and only has to be shielded in the area of the cylinder head 18, the cooler unit 30 and the frame 32 of the motorcycle 2.
  • the control of the VTG turbine 26 is preferably implemented by an electromechanical actuator instead of a vacuum actuator that is usually used.
  • the oil supply to the turbocharger 16 takes place via the oil gallery of the cylinder head 18 of the control drive 77 for the valve actuation of the lift valves.
  • the air filter unit 34 is located above the cylinder head 18.
  • the charge air line 36 leaves the charge air cooler 10 at its lower end and is led to the cylinder head 18 in a plenum which is not further visible.
  • Inlet pipes emanating from this plenum lead the charge air to an inlet pipe branch which is not visible.
  • the pipe lengths between charge air cooler 10, plenum and inlet pipes are preferably dimensioned such that, in addition to the turbocharger 16 charging, resonance charging resulting from gas dynamic effects can be used.
  • the exhaust pipe 44 is connected directly to the turbocharger 16 and runs downward from it to the side of the charge air cooler 10.
  • a diesel oxidation catalytic converter 46 is arranged in the exhaust pipe 44 below the internal combustion engine 4 and has approximately a volume which corresponds approximately to the displacement of the internal combustion engine 4.
  • the cylinder head 18 has four lift valves, namely two exhaust valves 22 and two intake valves 23 per cylinder 48.
  • the lift valves are operated by roller rocker arms 50 to reduce friction losses and to increase the distance between the camshafts 52, 54 and the exhaust valves 22 and intake valves 23 despite the relatively small valve angles (intake valve 2 °, exhaust valve 3 °) to increase.
  • timing wheels 56, 58 with a sufficient diameter can be used to implement a conventional timing chain drive.
  • Two intake ports 60 are arranged in the cylinder head 18 per cylinder 48, one intake port being designed as a tangential port and the other intake port as a swirl port.
  • the outlet channels 62 which are designed as ceramic portliners, are shaped in the direction of the exhaust gas turbocharger 16 in order to keep the distance between the outlet valves 22 and the turbine 26 as small as possible.
  • the exhaust manifold 64 adjoining the exhaust ducts 62 is also shaped and bent in such a way that the shortest flow connection between the valve centers of the exhaust valves 22 and the turbine inlet 24 is made possible.
  • the flow paths L + L 2 and L 3 should therefore be as small as possible.
  • the angle ⁇ between the plane ⁇ spanned by the axes of the exhaust valves 22 and the central plane ⁇ of the exhaust manifold 64 is approximately between 40 ° and 80 °, in the exemplary embodiment approximately 58 °.
  • the camshaft 52 has a decompression device 134, as will be explained below with reference to FIGS. 22 to 28.
  • a memory injection system 66 with a common rail 68 is provided for the direct injection of the diesel fuel into the cylinders 48, which works at an operating pressure of approximately 1600 bar.
  • the storage injection system 66 has electromagnetically actuated injection devices 70 and a storage injection pump 72. With the injectors 70, it is possible to carry out two pre-injections, one main injection and two post-injections during one injection period.
  • the injectors 70 are arranged such that they open into the center of each cylinder 48 in order to create the best conditions for an injection in the direction of the piston bowl 74 of the respective piston 76. As a result, the injection can be adapted for each engine operating point.
  • the control drive 77 has a toothed chain 78 in order to ensure quiet running.
  • the toothed chain 78 is driven via the crank mechanism 93 by means of a balance shaft 80 arranged on the right side of the internal combustion engine 4.
  • First-order torque balancing is achieved by the divided balancer shafts 80, 82.
  • the split design has the advantage that the width of the internal combustion engine 4 can be kept as small as possible in this area. This measure does not disturb the typical motorcycle appearance, as is known from gasoline-powered motorcycles.
  • the balancer shafts 80, 82 are driven independently of one another by the crankshaft 94 via braced gears (to reduce noise and to avoid "changing the system” of the teeth) and connect directly to the cylinders 48 - viewed in a side view of the internal combustion engine 4.
  • braced gears to reduce noise and to avoid "changing the system” of the teeth
  • heavy metal inserts 136 are pressed into the differential gears 81, 83.
  • this design allows the use of conventional chain guide and tensioning elements 84, 86.
  • the piston 76 has a piston recess 74, which is typical for direct-injection diesel internal combustion engines. Furthermore, 88 valve pockets 90 are provided in the piston crown for the valve clearance at the top dead center of the piston 76.
  • the piston 76 is cooled by an oil jet from the direction of the crankcase 92. The oil jet sprays oil in the direction of an opening on the underside of the piston 76. The opening is connected to a circumferential oil passage in the interior of the piston 76.
  • the crankshaft 94 of the internal combustion engine 4 is designed to achieve the required torsional rigidity with a minimum of weight, since a three-cylinder engine is free of first and second order forces, only rotating components on the crankshaft 94 need to be compensated.
  • the first-order moments of inertia are compensated for by the two-part balance shaft 80, 82 and the counterweights on the crank arm in order to improve the vibration behavior of the internal combustion engine 4.
  • the mass forces of the second order remain unbalanced in the exemplary embodiment.
  • Alternator 97 and starter 96 are arranged on the left side of the crankcase 92 in the area of the left balancer shaft 82.
  • the primary drive 98 is arranged on the right side of the crankshaft 94.
  • the toothed crank arm 100 forms the drive gear 102 for a primary drive gear 99 of the clutch 106. In this way, the overall width of the internal combustion engine 4 can be kept as small as possible.
  • the right-hand balancer shaft 80 and the control drive wheel 104 are arranged outside the main bearing 138.
  • the drive train for a vehicle, in particular for a motorcycle, has a manual transmission 6 and at least one clutch 106.
  • a primary damper with a plurality of damping springs 107 is arranged between the primary drive gear 99 of the primary drive 98 of the drive train and the clutch 106 formed by a wet-running multi-plate clutch.
  • the hub 112 of the outer clutch cage 114 of the clutch 106 drives oil pumps 116, 117 for the engine oil circuit and the hydraulics for the automatic actuation of the clutch 106 and the gearbox 6 below the transmission input shaft 108.
  • the pumps 116, 117 are arranged on the same pump shaft 110 driven by a chain 111.
  • the water pump can also be arranged on the pump shaft 110.
  • the manual transmission 6 is an automated manual transmission (AMT- Automated Manual Transmission) with a sequential shift sequence. This has the advantage that simple switching is possible at the push of a button. It can - as is common with motorcycles - be designed as an unsynchronized manual transmission.
  • the gear 6 has helical toothed non-displaceable end wheels 146, 148, 150 and 152 and high toothed displaceable gear wheels 154, 156, 158, 160, 162, 164, 166 and 168 on the gear shafts 108, 118 for noise reduction.
  • the third gear 156 and the fourth gear 158 are designed as a displaceable gear which switches the fifth gear 154 and the sixth gear 160.
  • Two separately slidable gear wheels, fifth gear 162 and sixth gear 168, sit on the transmission output shaft 118.
  • the slidable gear wheel fifth gear 162 shifts first gear 148 and third gear 164.
  • the displaceable sixth gear wheel shifts second gear 152 and fourth gear 166.
  • the clutch 106 is briefly actuated during the switching process.
  • the clutch 106 can be actuated automatically or manually, the manual actuation being superimposed on the automatic activation.
  • the manual transmission 6 is actuated automatically by an electro-hydraulic system with a hydraulic shift actuator 141.
  • the hydraulic oil pump 117 for supplying the actuators with relatively high pressure can be driven by the pump shaft 110. Additional required components such as pressure accumulator, pressure sensor, control valves and a potentiometer on the shift drum 170 are not shown for the sake of clarity.
  • the hydraulic system circuit can be operated with gear or engine oil. To ensure that the system functions properly, a not shown fine-meshed metal sieve or additional filtering required.
  • the manual transmission 6 together with the gear stages corresponds to a conventional manual manual transmission.
  • the sequence of the gear stages can be different from that of a manual gearbox.
  • the idle is usually arranged between the first and second gear, which leads to a different shift behavior than in the other gears.
  • it is more advantageous to arrange the idling below the first gear since the same gearshift paths for the actuator 141 are easier to handle for each gear change.
  • the selector shaft 140 of the manual transmission 6 is switched by a piston 142 of a hydraulic actuating cylinder 144, wherein an automated or manual actuation is optionally possible.
  • Manual operation is superimposed on automated operation.
  • the hydraulic piston 142 can be actuated on one side against a return spring or on both sides with oil pressure.
  • 15 and 16 show a double-acting piston 142.
  • the selector lever 174 which acts on the piston 142 approximately in the region of the center of the piston, transfers the translatory piston movement to a rotary movement on the selector shaft 140, which - as in a conventional one manual gearbox - acts on the shift drum 170.
  • the system is set to a defined starting position for the next gear change by at least one spring 172. This enables a combination of manual and automated switching to be implemented in a simple and compact manner.
  • FIGS. 20 and 21 alternatively show an embodiment variant in which the switching actuator 141 is designed as a vane-cell actuator 143, which acts directly on the switching drum 170.
  • the vane cell actuator 143 has two vane cells L, M, which are separated by a rotary piston K connected to the shift drum 170 in a rotationally fixed manner.
  • Control lines 145a, 145b which are controlled via a control valve 145, open into the vane cells L, M.
  • the control valve 145 has three positions X, Y, Z. In position X, the control valve 145 is in the neutral position, the vane cells L, M being short-circuited.
  • the automated manual gearbox 6 is best used together with an automatically actuated clutch, particularly advantageously with a hydraulic clutch 106.
  • the hydraulic clutch 106 can also be operated both automatically and manually, the manual operation being superimposed on the automatic operation.
  • the clutch 106 can thus be operated either manually by a conventional clutch lever or automatically when the gear change button is pressed.
  • FIG. 17 schematically shows a clutch actuator 176 arranged on the transmission housing 7 for actuating the hydraulic clutch clutch 106.
  • a pressure piston 180 loaded by a spring 178 acts on the clutch clutch 106 via a clutch release rod 182.
  • a first pressure chamber 184 between the pressure piston 180 and the pressure cylinder 186 receiving the pressure piston 180 can be acted upon by hydraulic line via line 188 when the clutch is actuated manually by means of the clutch lever.
  • a pressure chamber 190 receiving the spring 178 can be acted upon by a pressure provided by the hydraulic pump 117 via a magnetic control valve 189 controlled by an electronic control unit (not shown).
  • the control valve 189 is controlled away and has a self-adjusting hydraulic element, which is no longer visible, to compensate for wear.
  • the pressure piston 180 which is designed as a stepped piston, borders with a first end face 185 on the first pressure chamber 184 and with a second end face 191 on the second pressure chamber 191.
  • the first pressure chamber 184 is pressurized when the clutch is operated manually and the second pressure chamber 190 when the clutch is operated automatically.
  • the first and second pressure chambers 184, 190 can each be depressurized via a vent valve 192, 193.
  • the spring chamber 190 is also connected to a compensating cylinder 194 in which a compensating piston 198 loaded by a spring 196 is "floating" is stored.
  • the compensating piston 198 oil pressure compensation can be achieved when operated manually via the clutch lever. In the coupled idle state, the compensating piston 198 bears against the compensating surface 199.
  • the volumes in the first pressure chamber 184 and in the second pressure chamber 190 and in the compensation chamber 200 are matched to one another.
  • the control valves for the actuators are regulated by means of at least one electronic control unit.
  • the control unit can have a plurality of switching algorithms which increase driving safety, driving comfort or driving pleasure.
  • a clutch shift algorithm enables the clutch 106 to be automatically disconnected and closed during a shift.
  • the hydraulic clutch is released briefly.
  • the clutch 106 is closed again after a predefined time or after the selected gear position has been completely reached. This ensures the engine braking effect when downshifting, for example.
  • the accelerator can be briefly accelerated.
  • a fail-safe shift algorithm can be provided for switching back from first gear to the neutral position, in order to prevent inadvertent switching to the neutral position above a predefined vehicle speed of, for example, 2 km / h.
  • control unit can provide a blocking prevention switching algorithm known as "anti-hopping" in order to prevent the drive wheel from blocking when downshifting.
  • anti-hopping a blocking prevention switching algorithm known as "anti-hopping" in order to prevent the drive wheel from blocking when downshifting.
  • the speed gradient on the rear wheel is limited in the event of deceleration by the engine brake if the rear wheel brake is not actuated.
  • the fuel injection quantity is increased at least in one cylinder or the clutch 106 is automatically released in a metered manner.
  • the quick start switching algorithm is shown schematically in FIG. 4. It only works if the following conditions 200, 202, 204, 206 are met:
  • the rapid start switching algorithm switch is actuated - reference numeral 200; b) the vehicle is stationary, the wheel speed signals are zero - reference numeral 202; c) the internal combustion engine is running at idling speed - reference numeral 204; d) the neutral gear is engaged on the gearbox - reference number 206;
  • step 210 If the conditions 200, 202, 204, 206 are met, the clutch 106 is automatically disconnected in step 208 and the first gear is engaged. Then it is queried in step 210 whether - within a predefined time window - the throttle lever is brought into full throttle position. If only one of the conditions 200, 202, 204, 206 is met or if the throttle is only actuated in an intermediate position or not at all within the time window, the quick start switching algorithm is aborted, with the control returning to the previous or a preset one automatic switching mode 214 returns. If the condition "full throttle position of the throttle lever" 210 is met, then in step 212 the clutch 106 is automatically engaged, whereby the actual starting process of the motorcycle begins.
  • At least one of the control loops 220, 230 or 240 is carried out in order to achieve maximum acceleration with optimal traction.
  • the control circuit 220 ensures adequate traction and tracking of the front wheel of the motorcycle. It is checked in step 222 whether the acceleration-speed gradient of the front wheel, which is determined, for example, via the wheel sensor of the anti-lock braking system (ABS), is positive. If so, the full throttle acceleration process 216 is continued or the control loop 230 is carried out. If the speed gradient of the front wheel is negative, an intervention in the drive train 226 which increases the acceleration-speed gradient of the front wheel or an intervention in the control of the internal combustion engine 228 is carried out. The travel 224 of the front wheel is used to select the type of intervention. If this is greater than zero, intervention in the control of the internal combustion engine is carried out, for example, by reducing the injection quantity in at least one cylinder. If the spring travel is zero, an intervention in the drive train is carried out by at least partially disconnecting the clutch 106.
  • ABS anti-lock braking system
  • the control circuit 230 is used to optimize the traction on the rear wheel of the motorcycle at maximum acceleration. It is checked in step 232 whether the acceleration-speed gradient of the rear wheel, for example determined by the wheel sensor of the anti-lock braking system (ABS), lies within a predefined permitted range. If so, the full throttle acceleration process 216 is continued or the control loop 240 is carried out. If the rotary number gradient of the rear wheel during acceleration is above a predefined limit value, an intervention in the control of the internal combustion engine 234 is made which reduces the acceleration / rotation speed gradient of the rear wheel.
  • ABS anti-lock braking system
  • the control loop 240 can be carried out in order to check whether the conditions for adequate tracking of the front wheel and optimal traction on the rear wheel are fulfilled.
  • the speeds of the front wheel 242 and of the rear wheel 243 which are determined, for example, via wheel sensors of the anti-lock braking system (ABS), are compared with one another. If the speed difference lies within a permitted range for the slip taking into account the permitted slip on the rear wheel, the full-load acceleration 216 is continued. If not, an intervention in the drive train 246 that reduces the speed difference between the rear wheel and the front wheel or an intervention in the control of the internal combustion engine 248 is carried out.
  • the travel 244 of the front wheel is used to select the type of intervention. If this is greater than zero, intervention in the control of the internal combustion engine is carried out, for example, by reducing the injection quantity in at least one cylinder. If the spring travel is zero, an intervention in the drive train is carried out by at least partially disconnecting the clutch 106.
  • the initial value for the slip limit of the rear wheel at maximum acceleration is around 20%.
  • the slip limit value can possibly be adapted to the actual instantaneous friction conditions by means of a vehicle acceleration sensor.
  • the electronic control unit can include an limp home switching algorithm which, if the automatic control of the manual transmission 6 and / or the clutch clutch 106 fails, enables manual switching.
  • the clutch actuator 176 and / or the shift actuator 141 is switched manually without pressure when the corresponding switching valves 189 are de-energized.
  • a switching prevention switching algorithm can also be provided in the electronic control unit. This is activated, for example, by the driver at the push of a button when cornering, which prevents shifting in the automatic shift mode during the inclined position.
  • the inclined position of the motorcycle can be automatically determined via position sensors and for the shift prevention switching algorithm to be activated automatically from a predefined inclined position of the motorcycle becomes.
  • FIG. 19 shows the arrangement of operating elements on a motorcycle handlebar 250 in a purely schematic manner.
  • the left side of the motorcycle handlebar is designated by 252, the right side by 254.
  • buttons 264 and 266 for shifting up and down at the push of a button, as well as a button 268 for activating the shift prevention, within the motorcyclist's thumb reach - algorithm.
  • the automatic switching mode can be activated or deactivated via the selector switch 270.
  • the quick start switching algorithm is activated by pressing the fast start switching algorithm switch 272.
  • the throttle grip 274 and the brake lever 276 for actuating the front wheel brake of the motorcycle, as well as a start button 278 for actuating the electric starter and a stop button 280 for stopping the internal combustion engine.
  • the automated manual transmission 6 and the automated clutch 106 have the advantage of reduced wear of all elements in the drive train, despite the fast and sporty gear change.
  • the accumulator injection pump 72 positioned above the transmission input shaft 108 is actuated by the hub 112 of the outer clutch cage 114.
  • the entire transmission ratio between crankshaft 94 and accumulator injection pump 72 was designed with 2, which is typical for a fuel injection pump with three radial pistons for a three-cylinder internal combustion engine.
  • a cylinder block (not shown further) and an upper gear housing are integrated in an upper crankcase unit which is not further visible.
  • This upper crankcase unit is made of aluminum with cast-in cast iron cylinder liners. All main shafts such as crankshaft 94, transmission input shaft 108, transmission output shaft 118 are arranged in a horizontal division plane 126 between the upper crankcase unit and a lead frame (not shown) which adjoins this. This arrangement simplifies the manufacturing and assembly process of the internal combustion engine 4.
  • 22 shows a camshaft 302 for a multi-cylinder internal combustion engine with cams 303 for gas exchange valves (not shown in any more detail).
  • a decompression device 304 which for at least one cam 303 per cylinder, for example for actuating an exhaust valve, has a pin 308 mounted radially in the area of the base circle 306 in the camshaft 302.
  • the pin 308 is loaded by a spring 310 and pressed against the slide 312 arranged inside the hollow camshaft 302.
  • the slider 312 is mounted inside the camshaft 302 via a form-fitting connection 314 which can be displaced in the direction of the axis 316 of the camshaft 302, the form-fitting connection 314 causing the slider 312 to rotate with the camshaft 302.
  • the positive connection 314 is formed, for example, by a groove 318 in the camshaft 302 and a web 320 of the slide 312.
  • the slider 312 has a ramp surface 324 formed in the exemplary embodiment by a conical surface 322 with a slight slope, which causes the pin 308 to slide along the conical surface 322 when the slider 312 is axially displaced and thus to be displaced radially within the cam 303. If the pin 308 extends beyond the base circle 306, the corresponding exhaust valve is opened outside the exhaust phase and the cylinder is thus decompressed.
  • the slider 312 is moved via a hydraulic or pneumatic actuation device 326.
  • the actuating device 326 has a piston 328 which can be axially displaced within a cylinder 330 in the direction of the axis 316 of the camshaft 302.
  • the piston 328 adjoins a pressure chamber 332, which is connected to a pressure line 334. Hydraulic oil, engine oil or compressed air are applied to pressure chamber 332 via pressure line 334, for example.
  • the slide 312 is loaded by a spring 336 in the direction of an end position, advantageously in the direction of the decompression position.
  • the return spring 336 can be arranged in the region of the piston-side end 38 of the slide 312, as shown in FIGS. 22, 23, 25 and 27. 26, on the other hand, shows a further embodiment variant in which the return spring 336 is arranged in the region of the end 340 facing away from the piston 328.
  • the slide 312 is pushed by the piston 328 against the force of the return spring 336 into the operating position of the engine.
  • the end position of the engine operating position can be defined by a stop 342 formed by camshaft 302, as shown in FIG. 25.
  • 22 to 25 show designs in which the piston 328 in the housing 344, such as the Valve housing, axially displaceable, but is rotatably mounted so that the piston 328 does not rotate with the camshaft 302. All-round seals can be avoided in this way.
  • FIG. 27 shows an embodiment variant in which the piston 328 and the pressure chamber 332 are integrated in the camshaft 302.
  • the piston 328 can in particular be made in one piece with the slide 312.
  • the pressure chamber 332 is connected to a pressure line 334 via an annular groove 346.
  • this embodiment variant has the advantage that no additional axial forces act on the axial bearing of the camshaft 302.
  • FIG. 28 shows an installation example for the decompression device 304 in a multi-cylinder internal combustion engine with a camshaft 302 for exhaust valves 348 and a camshaft 350 for intake valves 352.
  • the exhaust ports leading to an exhaust gas turbocharger 356 are designated by reference number 354.
  • the decompression device 304 has a pin 308.
  • the slide 312 When the internal combustion engine is started, the slide 312 is initially in the decompression position, the outlet valve 348 controlled by the pin 308 being opened during the decompression stroke before top dead center.
  • a relatively small electric starter and a relatively small flywheel can be used.
  • the speed of the internal combustion engine reaches a certain level, the oil pressure exceeds a predetermined value, whereby the piston 328 is pressed against the force of the return spring 336 into the engine operating position shown in FIG. 26.
  • the pin 308 slides down along the ramp device 324 and is pressed by the spring 310 into the interior of the camshaft 302, so that the pin 308 comes to lie entirely within the base circle 306.
  • the corresponding exhaust valve is no longer opened during the compression phase, which means that the full compression ratio is available for normal engine operation.
  • the actuating device 326 can be supplied with engine oil in a simple manner and is therefore automatically effective.
  • the decompression device 304 By supplying it with oil pressure, the decompression device 304 also fulfills a safety function. As soon as the engine oil pressure falls below a critical value, the slide 312 is pressed into its decompression position by the return spring 336, as a result of which the compression ratio drops and the engine is switched off before engine damage can occur.
  • the cooling device 417 has a cooling tube 470 which is pushed axially into the tubular housing 409 from one end face.
  • the housing 409 can be designed as a separate component or can be integrated or cast into a cylinder head of the internal combustion engine.
  • the outer diameter d of the cooling tube 470 is substantially smaller than the inner diameter D of the housing 409, so that an annular gas space 490 is formed between the cooling tube 470 and the housing 409. Coolant flows through the cooling pipe 470 between the coolant connections 419, 419 ′ and flows around the gas to be cooled in the gas space 490.
  • the gas space 490 is connected via channel connections 420, 420 'to a charge air line or an exhaust gas recirculation line, not shown.
  • the gas to be cooled enters the gas space 490 via the channel connection 420 and leaves it again via the channel connection 420 'at the other end of the housing 409.
  • Incoming and outgoing sides can also be interchanged, so that, depending on the application, or countercurrent cooling can be implemented with this cooling device 417.
  • the cooling pipe 470 has on its outer jacket 471 screw-like cooling fins 472 which increase the surface wetted by the hot gas and also increase the turbulence.
  • cooling fins 470 can also be arranged on the coolant side within the cooling tube.
  • the cooling tube 470 is mounted so as to be longitudinally displaceable via flanges 475, 476 in the housing 409, so that thermal expansions can be compensated for.
  • the cooling tube 470 is sealed on the coolant side by O-ring seals 477.
  • Piston rings 478 on the gas side protect O-ring seals 477 from direct exposure to the hot gas.
  • a relief opening 481 connected to the surroundings can be provided between the O-ring seal 477 and the piston ring 478 for pressure compensation. In the region of half the length of the cooling pipe 470, this is connected to the housing 409 by a fixing device 479 formed by a screw thus secured against vibrations. Thermal expansions of the cooling pipe 470 are divided between both sides.
  • cooling tube 470 instead of a single cooling tube 470, an entire package of cooling tubes can also be inserted into the housing 409. Several cooling tubes are connected to the end flanges and this entire tube package is inserted into the housing 409.
  • the cooling device 417 has an outer cooling jacket 418, which is connected to the cooling pipe 470 in the region of the ends 473, 474.
  • the coolant reaches the cooling device 417 via the coolant connection 419, flows through the cooling pipe 470 and the outer cooling jacket 418 and leaves the cooling device 417 via the coolant connection 419 '.
  • the inserted cooling tube 470 is only integrated into the cooling circuit at the ends 473, 474.
  • FIG. 37 and 38 show an embodiment variant of a cooling device with a bundle 480 of cooling tubes 470.
  • the cooling tubes 470 are fixed in parallel to one another in flanges 475, 476 and are arranged such that they can be displaced longitudinally in the housing 409 with these flanges 475, 476.
  • the outer shells 471 can be smooth or have cooling fins 472 to increase the surface wetted by the hot gas.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Motorrad (2) mit einer Brennkraftmaschine (4), insbesondere einer Diesel-Brennkraftmaschine. Um eine möglichst hohe Leistungsausbeute bei kleinem Gewicht und geringen Abmessungen zu erreichen, ist vorgesehen, dass die Brennkraftmaschine (4) einen Abgasturbolader (16) aufweist.

Description

Motorrad
Die Erfindung betrifft ein Motorrad mit einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Diesel-Brennkraftmaschine.
Weiters betrifft die Erfindung einen Antriebsstrang für ein Fahrzeug, insbesondere für ein Motorrad, mit einem automatisierten sequentiellen Schaltgetriebe, welches über eine Schaltwelle manuell schaltbar ist, und welches über eine Schaltkupplung mit einer Brennkraftmaschine verbindbar ist.
Die Erfindung betrifft auch eine Dekompressionseinrichtung für eine Brennkraftmaschine mit zumindest einem über einen Nocken einer Nockenwelle betätigten Auslassventil, mit zumindest einem im Bereich des Grundkreises des Nockens entgegen einer Rückstell kraft radial verschiebbaren Zapfen, welcher mittels eines innerhalb der hohlen Nockenwelle axial zumindest zwischen einer Motorbetriebs- stellung und einer Dekompressionsstellung mittels einer Betätigungseinrichtung axial verschiebbar angeordneten Schiebers verstellbar ist, wobei der Schieber zumindest eine Rampenfläche im Kontaktbereich des Zapfens aufweist.
Ferner betrifft die Erfindung eine Kühleinrichtung für Abgas oder Reinluft, insbesondere Abgasrückführkühler oder Ladeluftkühler für eine Brennkraftmaschine, mit einem rohrförmigen Gehäuse, welches eine Kühleinrichtung für das zu kühlende, einen Gasraum des Gehäuses durchströmenden Gases aufweist, mit zumindest einem im Gehäuse angeordneten, von Kühlmittel durchströmten Kühlrohr, dessen Außenmantel an den Gasraum grenzt, wobei das Gehäuse zumindest zwei Anschlüsse an das Kühlmittelsystem und zumindest zwei Gasanschlüsse für das zu kühlende Gas aufweist.
Diesel-Brennkraftmaschinen sind auf dem Gebiet der einspurigen Fahrzeuge nicht allzu verbreitet. Es gibt nur wenige kleine Nischen, in denen Dieselmotoren vertreten sind. Nur eine kleine Anzahl von Diesel-Motorrädern fanden ihren Eingang in die kommerzielle Produktion. Üblicherweise sind die Dieselmotoren für die Fahrzeuge ursprünglich für stationäre Anwendungen konzipiert und wurden für die Anwendung in diesen Zweiradfahrzeugen modifiziert. Daher ist die Konzeption dieser Brennkraftmaschinen einfach und die Ausgangsleistung zu niedrig zum Einsatz in großhubigen Motorrädern.
Aus der JP 59-063323 A ist eine Diesel-Brennkraftmaschine für eine Motorrad mit zwei Einlass- und einem Auslassventil pro Zylinder bekannt. Zur Kraftstoffein- spritzung mündet ein Kraftstoffeinspritzventil in eine Vorkammer. Zur Leistungssteigerung ist ein Abgasturbolader vorgesehen.
Weiters sind Zweitakt-Brennkraftmaschinen für Motorräder aus den Veröffentlichungen JP 07-166997 A und JP 09-317591 A bekannt.
Weiters beschreibt der Artikel "Rückkehr der Saurier", Dirk Beuerbach, British Classic Cars 2/2004, Seiten 63 bis 67, ein Motorrad mit einer Einzylinder-Vier- takt-Diesel-Brennkraftmaschine.
Die bekannten Dieselmotorräder weisen eine relativ geringe Leistungsausbeute auf und sind diesbezüglich mit benzinbetriebenen Motorrädern nicht konkurrenzfähig.
Weiters ist es bekannt, Ladeluftkühler bei Motorrädern mit aufgeladenen Brennkraftmaschinen zu verwenden. Aus der JP 02-024284 A ist ein Benzin-betriebe- nes Motorrad mit Aufladung bekannt, bei dem der Ladeluftkühler in einem zentralen Bereich über dem Kurbelgehäuse angeordnet ist. Eine effiziente Kühlung lässt sich hier allerdings nicht erreichen.
Die JP 57-079215 A beschreibt ein Motorrad mit wassergekühlter fremdgezündeter Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader und einem Ladeluftkühler. Die Radiatoren für den Flüssigkeitskühler und den Ladeluftkühler sind dabei - in Fahrtrichtung gesehen - in einem Frontbereich der Brennkraftmaschine nebeneinander angeordnet. Dies hat den Nachteil, dass sehr viel Bauraum beansprucht wird. Weiters ist aus der JP 60-240522 A ein Motorrad mit einer durch einen Abgasturbolader aufgeladenen Brennkraftmaschine bekannt, wobei ein luftgekühlter Ladeluftkühler - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich der Brennkraftmaschine angeordnet ist. Auch aus der JP 60-240524 A ist ein Motorrad mit einer aufgeladenen Brennkraftmaschine bekannt, wobei ein Ladeluftkühler vor dem Motor angeordnet ist.
Es ist bekannt, automatisierte manuelle, sequentiell arbeitende Schaltgetriebe bei Automobilen, etwa im Rennsport, einzusetzen, um einerseits die Gangwechselintervalle möglichst kurz zu halten und andererseits den Fahrkomfort zu erhöhen. Es sind dabei Aktuatoreinrichtungen für sequentielle Schaltgetriebe bekannt geworden, welche aus hydraulischen Zylindern bestehen, in welchen der Druck in Abhängigkeit der Schaltrichtung verändert wird.
Aus der WO 00/61430 AI ist ein automatischer Servomechanismus für ein sequentielles Schaltgetriebe und eine Schaltkupplung bekannt, welche einen hydraulischen Aktuator zur Betätigung der Schaltkupplung aufweist. Weiters wird in der Veröffentlichung vorgeschlagen, den Gangwahlhebel automatisch mittels eines Aktuators zu betätigen.
Die WO 01/76905 AI beschreibt elektrische Aktuatoren für Schaltkupplungen und/oder sequentielle Schaltgetriebe.
Viele aus dem Automobilbau bekannte automatisierte sequentielle Schaltgetriebe lassen sich bei Motorrädern auf Grund Ihrer Baugröße und Komplexität nicht einsetzen.
Aus der EP 1 247 951 A2 ist eine Dekompressionseinrichtung mit einem innerhalb einer Nockenwelle angeordneten Schieber bekannt, welcher eine durch eine umlaufende Nut gebildete Rampenfläche aufweist, über die ein Zapfen im Bereich eines Nockengrundkreises radial verschoben werden kann. Der Schieber wird über einen Seilzug bewegt.
Die US 1,439,798 offenbart eine Dekompressionseinrichtung mit einem in einer Nockenwelle angeordneten Schieber, welcher im Bereich eines radial in der Nockenwelle im Bereich eines Grundkreises eines Nockens angeordneten Zapfens Rampenflächen aufweist, welche auf den Zapfen einwirken. Durch Verschieben des Schiebers in Richtung der Längsachse der Nockenwelle gleitet der radiale Zapfen entlang den Rampenflächen und wird in radialer Richtung verschoben. Das Ein- und Ausfahren des radialen Zapfens erfolgt dabei zwangsgesteuert.
Die GB 603 499 A beschreibt eine Einrichtung zur Wärmerückgewinnung aus Abgas für Brennkraftmaschinen, wobei in einem Abgassammler ein durch ein Fluid durchströmter Wärmetauscher angeordnet ist.
Aus der DE 102 32 763 AI ist ein Abgasrückführkühler mit einem Wärmerohr- Wärmetauscher bekannt, wobei die Längsachse des Abgasrückführkühlers parallel zur Achse des Wärmerohres ausgerichtet ist, so dass die Abgasführung im Abgasrückführkühler im Wesentlichen axial erfolgt.
Die US 6,634,419 Bl beschreibt eine Abgaskühleinrichtung für ein Abgasrück- führsystem, wobei das Abgas in mehreren Zügen die Kühleinrichtung passiert.
Aus der EP 1 355 058 A2 ist eine Kühleinrichtung für ein dem Hauptgasstrom eines Verbrennungsmotors entnommenes Abgas bekannt, wobei der Kühler ein Rohrbündel von vom Kühlmittel durchströmten Kühlrohren aufweist, welche vom heißen Abgas umströmt werden.
Ferner ist aus der EP 0 930 429 A2 eine Vorrichtung zur Kühlung von rückgeführtem Abgas bekannt. Die Vorrichtung weist dabei ein Bündel von in einem Gehäuse angeordneten Rohren auf, welche vom Abgas durchströmt werden. Das Rohrbündel ist in einem vom Kühlmittel durchflossenen Raum angeordnet, so dass die Außenflächen der Rohre vom Kühlmittel umströmt werden.
Die bekannten Kühleinrichtung für Abgasrückführsysteme haben den Nachteil, dass die Kühlleistung nicht befriedigend ist und/oder dass die Kühleinrichtung relativ groß dimensioniert werden muss und somit viel Bauraum in Anspruch nimmt. Insbesondere zur Absenkung der Stickoxide ist eine gute Kühlung der rückgeführten Abgase von Bedeutung.
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und ein dieselbetrie- benes Motorrad mit hoher Leistungsausbeute zu schaffen. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, bei einem Motorrad einen schnellen und sportlichen Gangwechsel bei geringem Verschleiß der Teile im Antriebsstrang zu ermöglichen. Es ist auch Aufgabe der Erfindung, eine einfache und sicher zu betätigende Dekompressionseinrichtung zu schaffen. Ferner ist es Aufgabe der Erfindung, eine Einrichtung zur effektiven Kühlung eines Gases bereitzustellen.
Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass die Brennkraftmaschine einen Abgasturbolader aufweist.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass der Abgasturbolader - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich der Brennkraftmaschine, insbesondere zwischen einem den Ventiltrieb zur Betätigung der Gaswechselventile beinhaltenden Zylinderkopf und einem Steuerkopf des Motorrads, angeordnet ist. Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die Strömungswege zwischen Auslassventil und Eintritt in die Turbine minimiert sind. Diese Anordnung hat den Vorteil, dass der Abstand zwischen den Auslassventilen und dem Eintritt in die Turbine des Abgasturboladers so klein wie möglich gehalten werden kann. Dadurch kann zusätzlich zum Abgasmassenstrom eine Impulsaufladung genutzt werden, insbesondere, wenn der Abgasturbolader direkt an die Auslasskanäle des Zylinderkopfes der Brennkraftmaschine anschließt, wobei vorzugsweise die Auslasskanäle in Richtung des Turbineneintrittes des Abgasturboladers zusammenlaufend gekrümmt sind. Weiters ist es vorteilhaft für eine kompakte Ausführung, wenn die Achse zumindest eines Auslassventils mit einer Strömungsmittellinie des Auslasskrümmers - in einer Seitenansicht betrachtet - einen Winkel zwischen 40° und 80°, vorzugsweise zwischen 50° und 70°, besonders vorzugsweise zwischen 55° und 65°, aufspannt.
Zur Erzielung einer hohen Leistungsausbeute ist es vorteilhaft, wenn die Brennkraftmaschine ein Kraftstoffeinspritzsystem mit zumindest einer in einen Zylinder mündenden Einspritzeinrichtung zur direkten Kraftstoffeinspritzung aufweist. Direkteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschinen ermöglichen eine hohe Leistung bei günstigem Verbrauch. Eine hohe Flexibilität bei der Einspritzung lässt sich erreichen, wenn die Brennkraftmaschine ein Speichereinspritzsystem aufweist.
Der von der Einspritzpumpe des Speichereinspritzsystems bereitgestellte Einspritzdruck schwankt üblicherweise innerhalb eines Arbeitszyklus. Dadurch kann es vorkommen, dass der Einspritzdruck nicht nur drehzahlabhängig, sondern auch zylinderabhängig schwankt. Um zu große Schwankungen im Einspritzdruck zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn das Speichereinspritzsystem zumindest eine synchron mit den Einspritztakten betreibbare Einspritzpumpe aufweist. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass die Drehzahl der Einspritzpumpe eine Funktion der Zylinder, des Zündabstandes und der Kurbelwellendrehzahl ist.
Für den Einsatz in großhubigen Motorrädern wird eine Motorenleistung von zumindest 100 PS bzw. 73,55 KW benötigt. Diese Anforderung kombiniert mit einem adäquaten Hubraum von 1200 bis 1400 ccm kann mit einer turboaufgeladenen Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit beispielsweise drei Zylindern erfüllt werden, wobei die Zylinder vorzugsweise in Reihe angeordnet sind.
Aus dem Diesel-Motorenbau für Personenkraftfahrzeuge sind zwar verschiedene Techniken zur Hebung der Kraftstoffumsetzung und der spezifischen Motorenleistung, sowie zur Verbesserung der Schallqualität unter Reduzierung des Verbrennungsgeräusches und zur Verbesserung der Abgasqualität bekannt. Aufgrund der unterschiedlichen Anforderungen hinsichtlich Abmessungen, Gewicht, Kühlung, Fahrverhalten, etc. ist ein Übertragen von Motorkonzepten aus dem PKW-Bau auf Motorräder nicht möglich.
Insbesondere müssen mit Diesel-Brennkraftmaschinen angetriebene Motorräder die gesetzlichen Rahmenbedingungen für Emissionen in den vorgeschriebenen Fahrzyklen erfüllen. Wegen der im Vergleich zu Personenkraftfahrzeugen relativ geringen erforderlichen Zyklusleistung ist die Motorlast relativ gering, was gute Voraussetzungen für die Optimierung der Abgas- und Schallemissionen bietet. Um die gesetzlichen Rahmenbedingungen zu erfüllen, kann als Minimumausstattung für Diesel-Motorräder ein moduliertes, ungekühltes Abgasrückführsys- tem und ein Diesel-Oxidationskatalysator vorgesehen sein.
Weiters kann zur Unterdrückung von Rauchemissionen während Volllastphasen ein Partikelfilter vorgesehen sein.
Um insbesondere in der sogenannten "Naked-Bike-Class" eine Diesel-Brennkraftmaschine einsetzen zu können, ist neben einem ansehnlichen Motorradmotor-Design eine effektive Schallreduktion erforderlich, da äußerliche Schalldämmeinrichtungen, wie Schallwände oder dergleichen, nicht zur Verfügung stehen. Die Diesel-Brennkraftmaschine ist deshalb bevorzugt flüssigkeitsgekühlt ausgeführt und kann - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich eine Kühlereinheit mit einem Flüssigkeitskühler und einem Ladeluftkühler aufweisen, wobei vorzugsweise der Ladeluftkühler vor dem Flüssigkeitskühler angeordnet ist. Dadurch lässt sich eine effiziente Kühlung der Ladeluft erreichen, was sich vorteilhaft auf die Leistungsausbeute auswirkt. Weiters kann die Kühlereinheit einen vorzugsweise unterhalb des Ladeluftkühlers angeordneten Ölkühler aufweisen.
Um mit Benzin betriebenen Motorrädern der gleichen Klasse konkurrieren zu können, ist ein ähnliches äußeres Erscheinungsbild und eine ähnliche Raum- und Gewichtsaufteilung erforderlich, da diese Faktoren großen Einfluss auf die Fahreigenschaften des Motorrades haben.
Um eine möglichst Benzinmotorrad-ähnliche Konstruktion zu erreichen, kann vorgesehen sein, dass eine mit dem Ladeluftkühler verbundene Ladeluftleitung und eine vom Zylinderkopf ausgehende Abgasleitung auf verschiedenen Seiten der Kühlereinheit angeordnet sind, wobei vorzugsweise die Ladeluftleitung und die Abgasleitung zumindest abschnittsweise zumindest annähernd symmetrisch bezüglich einer normal zur Hinterradachse ausgebildeten Motorradhochebene angeordnet sind.
Um einen schnellen sportlichen Gangwechsel bei geringem Verschleiß der Teile zu ermöglichen, ist vorgesehen, dass die Schaltwelle oder die Schaltwalze des Schaltgetriebes durch einen hydraulischen Schaltaktuator automatisch betätigbar ist.
Dabei kann vorgesehen sein, dass die Schaltwelle durch einen vorzugsweise doppelt wirkenden Schaltkolben eines hydraulischen Schaltaktuators betätigbar ist.
Die Schaltwelle kann dabei auf eine sequentielle Schaltwalze einwirken.
Alternativ dazu ist es auch möglich, dass die Schaltwalze durch einen als Flügel- zellenaktuator ausgebildeten Schaltaktuator betätigbar ist.
In einer besonders einfachen Ausführungsform ist vorgesehen, dass die Leerlaufgangstufe an zumindest einem Endbereich, vorzugsweise vor der ersten Gangstufe, des sequenziellen Gangstufenwählbereiches angeordnet ist. Bei einem herkömmlichen manuellen Schaltgetriebe ist meist der Leerlauf zwischen erstem und zweitem Gang angeordnet, was zu einem anderen Schaltverhalten als bei den übrigen Gängen führt. Für die Auslegung des automatisierten Schaltgetriebes ist es allerdings einfacher, den Leerlauf unterhalb des ersten Ganges anzu- ordnen, da für jeden Gangwechsel gleiche Schaltwege für den Aktuator einfacher zu handhaben sind.
Der manuelle Schaltvorgang ist dem automatischen Schaltvorgang überlagerbar. Somit unterliegt dem Fahrer die entgültige Entscheidung für den Schaltvorgang.
Im Rahmen der Erfindung ist weiters vorgesehen, dass auch die Schaltkupplung automatisch und/oder manuell, und zwar vorzugsweise durch einen hydraulischen Kupplungsaktuator, betätigbar ist. Die manuelle Kupplungsbetätigung ist ebenfalls der automatischen Kupplungsbetätigung überlagerbar, um dem Fahrer größtmögliche Freiheit zu geben. Zu diesem Zweck weist der Kupplungsaktuator einen als Stufenkolben ausgebildeten Druckkolben auf, welcher vorzugsweise über eine Kupplungsausrückstange auf die Schaltkupplung einwirkt. Der Druckkolben grenzt mit einer ersten Stirnfläche an einen ersten und mit einer zweiten Stirnfläche an einen zweiten Druckraum, wobei der erste Druckraum bei manueller Kupplungsbetätigung und der zweite Druckraum bei automatischer Kupplungsbetätigung mit Druck beaufschlagbar ist. Vorzugsweise ist dabei die erste Stirnfläche größer als die zweite Stirnfläche.
Um bei manueller Betätigung einen Druckausgleich zu ermöglichen, kann vorgesehen sein, dass der zweite Druckraum mit einem Ausgleichsraum mit veränderlichem Volumen strömungsverbunden ist.
Schaltaktuator und Kupplungsaktuator können von einer eigenen Hydraulikpumpe versorgt werden. Um eine einwandfreie Funktion zu gewährleisten sollte das vorzugsweise durch Getriebe- oder Motoröl gebildete Hydrauliköl des Hydrauliksystem zur Betätigung des Schaltaktuators und/oder des Kupplungsaktu- ators durch eine feinmaschige Filtereinrichtung gefiltert werden.
Das Steuerventil für den Kupplungsaktuator kann - volumsabhängig - weggesteuert sein und vorzugsweise ein selbstnachstellendes Hydraulikelement zum Verschleißausgleich der Schaltkupplung aufweisen.
Um eine automatische Betätigung zu ermöglichen, sind Schaltgetriebe und Schaltkupplung durch zumindest eine elektronische Steuereinheit ansteuerbar. Besonders vorteilhaft ist es dabei, wenn die elektronische Steuereinheit einen Kupplungs-Schaltalgorithmus für das automatische Trennen und Schließen der Schaltkupplung bei einem Schaltvorgang des Schaltgetriebes aufweist. Dabei wird bei elektrischer oder manueller Betätigung der Schaltung kurzzeitig die Schaltkupplung getrennt und - in Abhängigkeit vom Motorkennfeld und der Schaltrichtung, also Schaltaktivität in Richtung höherer oder niedrigerer Übersetzung - nach einem vordefinierten Zeitintervall oder aber erst nach vollständigem Erreichen der Gangposition des gewünschten Ganges wieder geschlossen. Letzteres stellt die Motorbremswirkung beim Hinunterschalten sicher. Dabei kann beim Hinunterschalten automatisch kurz Zwischengas gegeben werden.
Um ein versehentliches Schalten in die Neutralposition über einer vordefinierten Fahrzeuggeschwindigkeit von beispielsweise 2 km/h zu verhindern, kann vorgesehen sein, dass die elektronische Steuereinheit einen Überschaltsicherungs- Schaltalgorithmus für das Zurückschalten vom ersten Gang in die Neutralstellung aufweist.
Um ein Blockieren des Hinterrades des Motorrades beim Hinunterschalten zu verhindern, ist es vorteilhaft, wenn die elektronische Steuereinheit einen Blo- ckierverhinderungs-Schaltalgorithmus (Anti-Hopping) aufweist. Dabei wird der Drehzahlgradient am Hinterrad bei Verzögerung durch die Motorbremse durch einen Eingriff in den Antriebsstrang durch leichtes automatisches Lüften der Kupplung oder die Steuerung der Brennkraftmaschine durch Erhöhung der Kraftstoffeinspritzmenge in zumindest einem Zylinder limitiert.
Weiters kann vorgesehen sein, dass die elektronische Steuereinheit einen Schnellanfahr-Schaltalgorithmus aufweist, welcher eine maximale Fahrzeugbeschleunigung aus dem Stillstand ermöglicht. Dabei wird bei Bedarf ein Schnel- lanfahr-Schaltalgorithmus der elektronische Steuereinheit gestartet, welcher zumindest einen der folgende Prüfungsschritte a) bis e) vorsieht:
a) Prüfen, ob Schnellanfahrwahlschalter gedrückt ist; b) Prüfen, ob Fahrzeug stillsteht; c) Prüfen, ob die Brennkraftmaschine mit Leerlaufdrehzahl läuft; d) Prüfen ob die Neutral-Gangstufe des Schaltgetriebes eingestellt ist; e) Prüfen, ob der Gashebel in der Vollgasstellung ist.
Der Schnellanfahr-Algorithmus wird sofort beendet, wenn zumindest eine der Prüfungen a) bis e) ein negatives Ergebnis erzielt. Andernfalls wird das Motorrad automatisch, vorzugsweise unter automatischem Hochschalten der Gänge, maximal derart beschleunigt, dass das Vorderrad stets in Kontakt mit dem Boden bleibt und/oder ein Schlupf des Hinterrades einen vordefinierten Grenzwert nicht überschreitet.
Zwischen den Schritten d) und e) kann gegebenenfalls automatisch die Schaltkupplung getrennt und der erste Gang eingelegt werden.
Um zu vermeiden, dass das Vorderrad den Bodenkontakt verliert, kann beim Beschleunigungsvorgang der Drehzahlgradient des Vorderrades und/oder der Federweg des Vorderrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen werden. Bei Unterschreiten des Grenzwertes wird ein den Beschleunigungsdrehzahlgradienten des Vorderrades steigernder Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet. Es ist auch möglich, den Federweg des Vorderrades zu ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert zu vergleichen und bei Unterschreiten des Grenzwertes einen den Federweg erhöhenden Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine einzuleiten.
Um ein Durchdrehen des Hinterrades zu vermeiden beziehungsweise zu limitieren, ist es vorteilhaft, wenn der Drehzahlgradient des Hinterrades beim Beschleunigen ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, wobei bei Überschreiten des Grenzwertes ein den Beschleunigungsdrehzahlgradienten des Hinterrades senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird. Zusätzlich oder alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass die Drehzahldifferenz des Vorderrades und des Hinterrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, dass bei Überschreiten des Grenzwertes ein die Drehzahldifferenz senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.
Die Art des Eingriffes kann in einfacher Weise auf Grund der Größe des ermittelten Federweg des Vorderrades ausgewählt werden. Ist der Federweg des Vorderrades größer als Null, so wird die Einspritzung in zumindest einem Zylinder reduziert. Ist der Federweg des Vorderrades Null, so wird die Schaltkupplung kurzzeitig dosiert, beispielsweise unter schleifendem Öffnen, betätigt.
Im Rahmen der Erfindung kann weiters vorgesehen sein, dass in sicherheitskritischen Fahrsituationen wie Kurvenfahrten oder dergleichen, ein Gangwechsel des Schaltgetriebes durch einen Schaltverhinderungs-Schaltalgorithmus der elektronischen Steuereinheit, verhindert wird. Dadurch werden gefährliche Lastwechselreaktionen während Kurvenfahrten verhindert.
Zumindest einer der Schaltalgorithmen, beispielsweise der Schaltverhinderungs- Schaltalgorithmus oder der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus sollte vom Fahrer bei Bedarf manuell aktiviert oder deaktiviert werden können.
Neben dem deutlichen Komfortgewinn hat das automatisierte Schaltgetriebe und die automatisierte Schaltkupplung den Vorteil eines verringerten Verschleißes aller Elemente im Antriebsstrang, trotz schneller und sportlicher Gangwechsel.
Das automatisierte manuelle Schaltgetriebe ist besonders für Motorräder geeignet, welche mit fremd- oder selbstgezündeten Brennkraftmaschinen hoher Leistung, insbesondere mit aufgeladenen direkteinspritzenden Diesel-Brennkraft- maschinen mit Speichereinspritzsystemen, angetrieben werden. Aber auch ein Einsatz bei sogenannten SUVs (Sport Utility Vehicle) ist möglich.
Eine einfache und sicher Dekompressionseinrichtung zeichnet sich erfindungsgemäß dadurch aus, dass die Betätigungseinrichtung hydraulischer oder pneumatischer Art ist und einen Kolben aufweist, welcher auf den Schieber entgegen einer vorzugsweise durch eine Rückstellfeder gebildeten Rückstellkraft in axialer Richtung einwirkt. Dabei ist vorzugsweise vorgesehen, dass der Schieber durch die Feder in die Dekompressionsstellung und hydraulisch oder pneumatisch in die Motorbetriebsstellung bringbar ist.
In einer ersten Ausführungsvariante kann vorgesehen sein, dass der Kolben außerhalb der Nockenwelle gelagert ist. Diese Variante hat den Vorteil, dass zur Betätigung des Kolbens der Betätigungseinrichtung keine umlaufenden Dichtungen erforderlich sind.
Eine zweite erfindungsgemäße Ausführungsvariante sieht vor, dass der Kolben innerhalb der Nockenwelle angeordnet ist. Der Vorteil dieser Anordnung ist, dass das Axiallager der Nockenwelle durch die auf den Schieber wirkende axiale Kraft nicht zusätzlich belastet wird. In einer sehr einfachen und kompakten Ausführungsvariante kann dabei vorgesehen sein, dass der Kolben mit dem Schieber fest verbunden, vorzugsweise einteilig mit diesem ausgebildet ist. Kolben und Schieber können aber auch als separate Bauteile ausgebildet sein. Die Rückstellfeder des Schiebers kann entweder im Bereich des kolbenseitigen Endes des Schiebers, oder an dem Kolben abgewandten Ende des Schiebers angeordnet sein.
Die Rampenfläche des Schiebers wird gemäß einer herstellungsmäßig sehr einfachen Ausführung durch eine umlaufende Kegelfläche des Schiebers gebildet.
Um unkontrollierte Bewegungen des Schiebers zu vermeiden, ist vorgesehen, dass der Schieber drehfest, aber längs verschieblich durch einen Formschluss mit der Nockenwelle verbunden ist.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass zumindest eine vorzugsweise die Motorbetriebsstellung definierende Endlage durch einen vorzugsweise durch die Nockenwelle gebildeten Anschlag für den Schieber definiert ist.
Eine einfache Kühlung eines Gases wird dadurch erreicht, dass der Gasraum von einem vom Kühlmittel durchströmten Kühlmantel umgeben ist, welcher vorzugsweise mit dem Kühlrohr strömungsverbunden ist. Durch das von Kühlmittel durchströmte Kühlrohr und dem Kühlmantel kann die Kühlleistung im Vergleich zu vergleichbaren Kühleinrichtungen wesentlich erhöht werden. Eine weitere Steigerung der Kühlleistung ist dadurch möglich, dass die Kühleinrichtung ein axial in das Gehäuse eingeschobenes Bündel von kühlmitteldurchströmten Kühlrohren aufweist, wobei die Außenseiten der Kühlrohre an den Gasraum des Gehäuses grenzen und vom zwischen den einzelnen Zylindern ausgetauschten Gas umströmt werden.
Zur Steigerung der wärmeableitenden Flächen ist es besonders vorteilhaft, wenn im Gasraum des Gehäuses mindestens eine mit zumindest einem Kühlrohr wärmeleitend verbundene Kühlrippe angeordnet ist. Alternativ oder zusätzlich dazu kann vorgesehen sein, dass innerhalb zumindest eines Kühlrohres zumindest eine mit dem Kühlrohr wärmeleitend verbundene Kühlrippe angeordnet ist.
In weiterer Ausführung der Erfindung ist vorgesehen, dass die zumindest eine Kühlrippe in Richtung der Längsachse des Gehäuses schraubenartig verdrallt ist. Durch die schraubenartige Verdrallung der Kühlrippe kann die wärmeableitende Fläche weiter erhöht und der Wärmeübergang zum zu kühlenden Gas verbessert werden. Durch die Verdrallung wird überdies die Turbulenz im Gasraum bzw. im Kühlflüssigkeitsraum erhöht. Im Vergleich zu einem Kühlmantel, welcher das rohrförmige Gehäuse umfasst, kann eine deutlichte Erhöhung der Kühlleistung bewirkt werden.
Das Kühlrohr bzw. das Bündel von Kühlrohren ist vorzugsweise mit O-Ringen kühlmittelseitig abgedichtet. Gasseitig schützen Kolbenringe die O-Ringe vor direkter Beaufschlagung mit dem heißen Gas. Falls erforderlich, kann zumindest zwischen einem Kolbenring und der O-Ringdichtung eine vorzugsweise mit der Umgebung verbundene Entlastungsöffnung vorgesehen sein.
Um die Kühlrohre gegen Schwingungen zu sichern, ist vorgesehen, dass das Kühlrohr mit zumindest einer vorzugsweise durch eine Schraube gebildeten Fixiereinrichtung mit dem Gehäuse verbunden ist, wobei die Fixiereinrichtung vorzugsweise im Bereich der halben Länge des Kühlrohres angeordnet ist. Durch die mittige Anordnung der Fixiereinrichtung werden Wärmedehnungen des Kühlrohres auf beide Seiten der Fixiereinrichtung aufgeteilt.
Im Fall von einem Bündel von Kühlrohren ist es vorteilhaft, wenn mehrere Kühlrohre mit einem Flansch verbunden und dieses gesamte Rohrpaket in das Gehäuse axial eingeschoben ist. Das Gehäuse kann dabei in einen Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integriert oder eingegossen sein. Das eingeschobene Kühlrohr bzw. das eingeschobene Bündel von Kühlrohren ist nur an den Enden in den Kühlkreislauf eingebunden.
Um die Herstellungskosten möglichst gering zu halten, ist es vorteilhaft, wenn das Kühlrohr ein Strangpressprofil ist. Alternativ dazu kann vorgesehen sein, dass das Kühlrohr ein hydrogeformtes dünnwandiges Blechrohr ist. Weiters ist es möglich, dass die Kühlrippen auf den Kühlrohren aufgelötet sind.
Die Kühlrippen können mit dem Wärmerohr einteilig oder mehrteilig ausgeführt sein.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein erfindungsgemäßes Motorrad in einer Schrägansicht von rechts;
Fig. 2 das Motorrad in einer Schrägansicht von links;
Fig. 3 das Motorrad in einer Seitenansicht von links;
Fig. 4 das Motorrad in einer Seitenansicht von rechts;
Fig. 5 das Motorrad in einer Vorderansicht;
Fig. 6 das Motorrad in einer Hinteransicht;
Fig. 7 das Motorrad in einer Unteransicht;
Fig. 8 das Motorrad in einer Draufsicht;
Fig. 9 das Detail IX aus Fig. 2;
Fig. 9a eine Auslasskanalführung zum Abgasturbolader in einer Draufsicht;
Fig. 9b die Auslasskanalführung von der Seite der Brennkraftmaschine;
Fig. 9c die Auslasskanalführung in einer Seitenansicht;
Fig. 10 das Detail X aus Fig. 4;
Fig. 11 die Brennkraftmaschine des Motorrades in einer Hinteransicht;
Fig. 12 die Brennkraftmaschine in einer Seitenansicht von links;
Fig. 13 die Brennkraftmaschine in einer Seitenansicht von rechts;
Fig. 14 die Brennkraftmaschine in einer Vorderansicht;
Fig. 15 ein Getriebe des Motorrades in einer Schrägansicht;
Fig. 16 das Getriebe in einer weiteren Schrägansicht; Fig. 17 einen Aktuator zur Betätigung einer Schaltkupplung des Motorrades in einem Längsschnitt;
Fig. 18 ein Blockdiagramm für einen erfindungsgemäßen Schaltalgorithmus;
Fig. 19 schematisch Schaltungs-Bedienungselemente für ein Motorrad;
Fig. 20 einen Schaltaktuator in einer Ausführungsvariante im Schnitt gemäß der Linie XX-XX in Fig. 21;
Fig. 21 den Schaltakuator im Schnitt gemäß der Linie XXI-XXI in Fig. 20;
Fig. 22 eine Nockenwelle einer Brennkraftmaschine im Längsschnitt mit einer erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung;
Fig. 23 das Detail XXIII aus Fig. 22;
Fig. 24 die Nockenwelle in einem Schnitt gemäß der Linie XXIV-XXIV in Fig. 22;
Fig. 25 die Nockenwelle in einem Längsschnitt mit einer erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung in einer zweiten Ausführungsvariante;
Fig. 26 eine Nockenwelle in einem Längsschnitt mit einer erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung in einer dritten Ausführungsvariante;
Fig. 27 eine Nockenwelle im Längsschnitt mit einer erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung in einer vierten Ausführungsvariante;
Fig. 28 ein Anwendungsbeispiel für die erfindungsgemäße Dekompressionseinrichtung bei einem Ventiltrieb einer Mehrzylinder-Brenn- kraftmaschine;
Fig. 29 eine erfindungsgemäße Kühleinrichtung in einer ersten Ausführungsvariante in einer Seitenansicht;
Fig. 30 die Kühleinrichtung in einer Draufsicht;
Fig. 31 die Kühleinrichtung in der stirnseitigen Ansicht;
Fig. 32 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXII-XXXII in Fig. 30; Fig. 33 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXIII- XXXIII in Fig. 30;
Fig. 34 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXIV-XXXIV in Fig. 30;
Fig. 35 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXV-XXXV in Fig. 31;
Fig. 36 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXVI-XXXVI in Fig. 31;
Fig. 37 eine Kühleinrichtung in einer zweiten Ausführungsvariante in einer Seitenansicht;
Fig. 38 diese Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXVIII- XXXVIII in Fig. 37 und
Fig. 39 das Detail XXXIX-XXXIX aus Fig. 37 in einer weiteren Ausführungsvariante.
Funktionsgleiche Teile sind in den Ausführungsvarianten zum Teil mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Vom Motorrad 2 sind in den Figuren 1 bis 17 aus Übersichtlichkeitsgründen nur die wichtigsten Teile des Antriebsstranges und des Rahmens dargestellt. Aus dem gleichen Grund ist die Brennkraftmaschine 4 und das Getriebe 6 ohne Gehäuse dargestellt.
Die Brennkraftmaschine 4 ist als Dreizylinder-Reihenmotor ausgeführt, wodurch sich hinsichtlich der Motorabmessungen, des Motorgewichtes und des thermody- namischen Verhaltens die besten Ergebnisse erzielen lassen. Für die Konzeption der Brennkraftmaschine 4 wurde bewusst eine Form und Anordnung gewählt, welche an bisherige benzinbetriebene Motorräder erinnert. Um dies zu erreichen sind die Ladeluftleitung 36 und die Abgasleitung 44 zumindest abschnittsweise zumindest annähernd symmetrisch bezüglich einer normal zur Hinterradachse ausgebildeten Motorradhochebene 3 angeordnet.
Die Brennkraftmaschine ist flüssigkeitsgekühlt und weist eine an der Front der Brennkraftmaschine 4 angeordnete Kühlereinheit 30 mit einem Flüssigkeitskühler 8 auf, welcher mit einem Ladeluftkühler 10 in sandwichartiger Bauweise konzipiert ist, wobei der Ladeluftkühler 10 - in Fahrtrichtung gesehen - vor dem Flüssigkeitskühler 8 angeordnet ist. Unterhalb des Flüssigkeitskühlers 8 und des Ladeluftkühlers 10 ist ein Ölkühler 12 vorgesehen, welcher die Motoröltempera- tur auf einem vordefinierten Niveau hält. Dies ist insbesondere dann von Bedeutung, wenn die Brennkraftmaschine 4 eine mit Öl als Kühlmittel arbeitende Kolbenkühlung aufweist. Die Kühlluftversorgung wird insbesondere bei Stillstand des Fahrzeuges bzw. niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten durch einen relativ großen Lüfter 14 hinter dem Flüssigkeitskühler 8 gewährleistet.
Ein Abgasturbolader 16 ist - in Fahrtrichtung gesehen - direkt vor dem den Steuertrieb 77 für die Gaswechselventile beinhaltenden Zylinderkopf 18, also zwischen dem rahmenfesten Steuerkopf 20 und dem Zylinderkopf 18 angeordnet. Diese Anordnung hat den Vorteil, dass der Abstand zwischen den Auslassventilen 22 und dem Eintritt 24 in die Turbine 26 des Turboladers 16 so klein wie möglich gehalten werden kann, um zusätzlich zum Abgasstrom eine Impulsaufladung zu nutzen. Die Turbine 26 weist vorzugsweise eine variable Turbinengeometrie auf (VTG). Der Turbolader 16 wird direkt vom Fahrtwind angeströmt und muss nur im Bereich des Zylinderkopfes 18, der Kühlereinheit 30 und des Rahmens 32 des Motorrades 2 abgeschirmt werden.
Die Steuerung der VTG-Turbine 26 wird vorzugsweise durch einen elektromecha- nischen Aktuator anstelle eines üblicherweise verwendeten Unterdruck-Aktuators realisiert. Die Ölversorgung des Turboladers 16 erfolgt über die Ölgalerie des Zylinderkopfes 18 des Steuertriebs 77 für die Ventilbetätigung der Hubventile.
Über dem Zylinderkopf 18 befindet sich die Luftfiltereinheit 34. Die Ladeluftleitung 36 verlässt den Ladeluftkühler 10 an dessen unteren Ende und wird zum Zylinderkopf 18 in ein nicht weiter ersichtliches Plenum geführt. Von diesem Plenum ausgehende Einlassrohre führen die Ladeluft zu einer nicht weiter ersichtlichen Einlassrohrverzweigung. Die Rohrlängen zwischen Ladeluftkühler 10, Plenum und Einlassrohren sind vorzugsweise so dimensioniert, dass zusätzlich zur Aufladung durch den Turbolader 16 eine Resonanzaufladung zu Folge gasdynamischer Effekte genutzt werden kann.
Das Abgasrohr 44 ist direkt am Turbolader 16 angeschlossen und läuft von diesem abwärts seitlich des Ladeluftkühlers 10. Unterhalb der Brennkraftmaschine 4 ist im Abgasrohr 44 ein Diesel-Oxidationskatalysator 46 angeordnet und weist annähernd ein Volumen auf, welches etwa dem Hubraum der Brennkraftmaschine 4 entspricht.
Der Zylinderkopf 18 weist vier Hubventile, nämlich zwei Auslassventile 22 und zwei Einlassventile 23 pro Zylinder 48 auf. Die Hubventile werden durch Rollenschlepphebel 50 betätigt, um die Reibungsverluste zu vermindern und um den Abstand zwischen den Nockenwellen 52, 54 und den Auslassventilen 22 und Einlassventilen 23 trotz den relativ kleinen Ventilwinkeln (Einlassventil 2°, Auslass- ventil 3°) zu erhöhen. Dadurch können Steuerräder 56, 58 mit ausreichendem Durchmesser zur Verwirklichung eines konventionellen Steuerkettenantriebes verwendet werden.
Pro Zylinder 48 sind zwei Einlasskanäle 60 im Zylinderkopf 18 angeordnet, wobei jeweils ein Einlasskanal als Tangentialkanal und der andere Einlasskanal als Drallkanal ausgebildet ist.
Wie aus Fig. 9a hervorgeht, sind die etwa als Keramik-Portliner ausgeführte Auslasskanäle 62 in Richtung des Abgasturboladers 16 geformt, um den Abstand zwischen den Auslassventilen 22 und der Turbine 26 so klein wie möglich zu halten. Auch der an die Auslasskanäle 62 anschließende Auslasskrümmer 64 ist so geformt und gebogen, dass die kürzeste Strömungsverbindung zwischen den Ventilmitten der Auslassventile 22 und dem Turbineneintritt 24 ermöglicht wird. Die Strömungswege Lι+L2 bzw. L3 sollen also möglichst klein sein. Der Winkel α zwischen der durch die Achsen der Auslassventile 22 aufgespannten Ebene ε und der Mittelebene δ des Auslasskrümmers 64 beträgt etwa zwischen 40° und 80°, im Ausführungsbeispiel etwa 58°. Dadurch können Druckstöße vollständig und ohne Enthalpieverlust in der Turbine 26 genutzt werden. Dies verbessert das Ansprechverhalten des Abgasturboladers 16.
Um die Startfähigkeit der Brennkraftmaschine 4 mit einem elektrischen Motorradstarter zu ermöglichen, weist die Nockenwelle 52 eine Dekompressionseinrichtung 134 auf, wie sie im Folgenden anhand der Fig. 22 bis Fig. 28 noch erläutert wird.
Zur direkten Einspritzung des Diesel-Kraftstoff in die Zylinder 48 ist ein Speichereinspritzsystem 66 mit einem Common-Rail 68 vorgesehen, welches mit einem Arbeitsdruck von etwa 1600 bar arbeitet. Das Speichereinspritzsystem 66 weist elektromagnetisch betätigbare Einspritzeinrichtungen 70 und eine Speichereinspritzpumpe 72 auf. Mit den Einspritzeinrichtungen 70 ist es möglich, zwei Voreinspritzungen, eine Haupteinspritzung und zwei Nacheinspritzungen während einer Einspritzperiode durchzuführen. Die Einspritzeinrichtungen 70 sind so angeordnet, dass sie jeweils in das Zentrum jedes Zylinders 48 münden, um die besten Bedingungen für eine Einspritzung in Richtung der Kolbenmulde 74 des jeweiligen Kolbens 76 zu schaffen. Dadurch kann die Einspritzung für jeden Motorbetriebspunkt adaptiert werden.
Der Steuertrieb 77 weist eine Zahnkette 78 auf, um einen geräuscharmen Lauf zu gewährleisten. Die Zahnkette 78 wird über den Kurbeltrieb 93 mittels einer auf der rechten Seite der Brennkraftmaschine 4 angeordneten Ausgleichswelle 80 angetrieben. Auf der linken Seite der Brennkraftmaschine 4 befindet sich eine zweite Ausgleichswelle 82. Durch die geteilten Ausgleichswellen 80, 82 wird ein Momentenausgleich erster Ordnung erreicht. Die geteilte Ausführung hat den Vorteil, dass die Breite der Brennkraftmaschine 4 in diesem Bereich so klein wie möglich gehalten werden kann. Durch diese Maßnahme wird das typische Motorrad-Erscheinungsbild, wie es von benzinbetriebenen Motorrädern bekannt ist, nicht gestört. Die Ausgleichswellen 80, 82 werden unabhängig voneinander durch die Kurbelwelle 94 über verspannte Zahnräder (zur Geräuschverringerung und zur Vermeidung des "Anlagenwechsels" der Zähne) angetrieben und schließen direkt an die Zylinder 48 - in einer Seitenansicht der Brennkraftmaschine 4 betrachtet - an. Um die Effektivität der Wuchtung zu erhöhen, sind Schwermetalleinlagen 136 in die Ausgleichsräder 81, 83 eingepresst. Weiters erlaubt diese Ausführung die Verwendung von herkömmlichen Kettenführungs- und Spannungselementen 84, 86.
Der Kolben 76 weist eine für direkteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschinen typische Kolbenmulde 74 auf. Weiters sind im Kolbenboden 88 Ventiltaschen 90 für den Ventilfreigang im oberen Totpunkt des Kolbens 76 vorgesehen. Der Kolben 76 wird mittels eines Ölstrahles aus der Richtung des Kurbelgehäuses 92 gekühlt. Der Ölstrahl sprüht Öl in Richtung einer Öffnung an der Unterseite des Kolbens 76. Die Öffnung ist mit einer umlaufenden Ölpassage im Inneren des Kolbens 76 verbunden.
Die Kurbelwelle 94 der Brennkraftmaschine 4 ist konzipiert, um die erforderliche Drehsteifigkeit mit einem Minimum an Gewicht zu erreichen, da ein Dreizylinder- Motor frei ist von Kräften erster und zweiter Ordnung, müssen nur rotierende Komponenten an der Kurbelwelle 94 ausgeglichen werden. Die Trägheitsmomente erster Ordnung werden durch die zweigeteilte Ausgleichswelle 80, 82 und die Gegengewichte an der Kurbelwange ausgeglichen, um das Schwingungsverhalten der Brennkraftmaschine 4 zu verbessern. Die Massenkräfte zweiter Ordnung bleiben im Ausführungsbeispiel unausgeglichen.
Lichtmaschine 97 und Starter 96 sind an der linken Seite des Kurbelgehäuses 92 im Bereich der linken Ausgleichswelle 82 angeordnet.
Der Primärantrieb 98 ist an der rechten Seite der Kurbelwelle 94 angeordnet. Die verzahnte Kurbelwange 100 bildet dabei das Antriebszahnrad 102 für ein Primärantriebszahnrad 99 der Schaltkupplung 106 aus. Auf diese Weise kann die Baubreite der Brennkraftmaschine 4 so klein wie möglich gehalten werden. Die rechtsseitige Ausgleichswelle 80 und das Steuerantriebsrad 104 sind dabei außerhalb des Hauptlagers 138 angeordnet. Der Antriebsstrang für ein Fahrzeug, insbesondere für ein Motorrad, weist ein Schaltgetriebe 6 und zumindest eine Schaltkupplung 106 auf.
Zwischen dem Primärantriebszahnrad 99 des Primärantriebs 98 des Antriebsstrangs und der durch eine nasslaufende Mehrscheibenlamellenkupplung gebildeten Schaltkupplung 106 ist ein Primärdämpfer mit mehreren Dämpfungsfedern 107 angeordnet. Die Nabe 112 des äußeren Kupplungskäfigs 114 der Schaltkupplung 106 treibt Ölpumpen 116, 117 für den Motorölkreislauf und die Hydraulik für die automatische Betätigung der Kupplung 106 und des Schaltgetriebes 6 unterhalb der Getriebeeingangswelle 108 an. Die Pumpen 116, 117 sind an derselben über eine Kette 111 angetriebenen Pumpenwelle 110, angeordnet. Auch die Wasserpumpe kann auf der Pumpenwelle 110 angeordnet sein.
Das Schaltgetriebe 6 ist ein automatisiertes manuelles Getriebe (AMT- Automated Manual Transmission) mit sequentieller Schaltfolge. Dies hat den Vorteil, dass ein einfaches Schalten per Knopfdruck möglich ist. Es kann - wie bei Motorrädern üblich - als unsynchronisierr.es Schaltgetriebe ausgebildet sein.
Das Getriebe 6 weist zur Schallreduzierung schrägverzahnte nichtverschiebbare Endräder 146, 148, 150 und 152 sowie hochverzahnte verschiebbare Zahnräder 154, 156, 158, 160, 162, 164, 166 und 168 auf den Getriebewellen 108, 118 auf. Auf der Getriebeeingangswelle 108 ist das dritte Gangrad 156 und das vierte Gangrad 158 als ein verschiebbares Zahnrad ausgeführt, welches den fünften Gang 154 und den sechsten Gang 160 schaltet. Auf der Getriebeausgangswelle 118 sitzen zwei separat verschiebbare Gangräder, fünfter Gang 162 und sechster Gang 168. Das verschiebbare Gangrad fünfter Gang 162 schaltet den ersten Gang 148 und den dritten Gang 164. Das verschiebbare sechste Gangrad schaltet den zweiten Gang 152 und den vierten Gang 166.
Während des Schaltvorganges wird kurz die Schaltkupplung 106 betätigt. Die Betätigung der Schaltkupplung 106 ist dabei automatisch oder manuell möglich, wobei die manuelle Betätigung der automatischen Aktivierung überlagert wird.
Die automatisierte Betätigung des Schaltgetriebes 6 erfolgt durch ein elektro- hydraulisches System mit einem hydraulischen Schaltaktuator 141. Die hydraulische Ölpumpe 117 zur Versorgung der Aktuatoren mit relativ hohem Druck kann durch die Pumpenwelle 110 angetrieben werden. Zusätzliche erforderliche Bauteile wie Druckspeicher, Drucksensor, Steuerventile und ein Potentiometer auf der Schaltwalze 170 sind der Übersichtlichkeit wegen nicht dargestellt. Der Kreislauf des hydraulischen Systems kann mit Getriebe- oder Motoröl betrieben werden. Um eine störungsfreie Funktion des Systems zu gewährleisten, ist ein nicht weiter dargestelltes feinmaschiges Metallsieb oder eine zusätzliche Filterung erforderlich.
Das Schaltgetriebe 6 samt den Gangstufen entspricht einem konventionellen manuellen Schaltgetriebe. Die Reihenfolge der Schaltstufen kann aber unterschiedlich zu der eines manuellen Schaltgetriebes sein. Bei einem herkömmlichen manuellen Schaltgetriebe ist meist der Leerlauf zwischen erstem und zweitem Gang angeordnet, was zu einem anderen Schaltverhalten als bei den übrigen Gängen führt. Für die Auslegung des automatisierten Schaltgetriebes ist es allerdings vorteilhafter, den Leerlauf unterhalb des ersten Ganges anzuordnen, da für jeden Gangwechsel die gleichen Schaltwege für den Aktuator 141 einfacher handhabbar sind. Beim manuellen Schalten muss sich der Fahrer allerdings dieses unterschiedlichen Schaltmusters bewusst sein.
In der in den Fig. 15 und Fig. 16 dargestellten Ausführung wird die Schaltwelle 140 des Schaltgetriebes 6 durch einen Kolben 142 eines hydraulischen Betätigungszylinders 144 geschaltet, wobei wahlweise eine automatisierte oder manuelle Betätigung möglich ist. Die manuelle Betätigung wird der automatisierten Betätigung überlagert. Der hydraulische Kolben 142 kann dabei einseitig gegen eine Rückstellfeder oder doppelseitig mit Öldruck betätigbar sein. Die Fig. 15 und Fig. 16 zeigen einen doppelseitig wirkenden Kolben 142. Der Wahlhebel 174, welcher etwa im Bereich der Kolbenmitte auf den Kolben 142 einwirkt, überträgt die translatorische Kolbenbewegung auf eine rotatorische Bewegung auf die Schaltwelle 140, welche - wie bei einem herkömmlichen manuellen Schaltgetriebe - auf die Schaltwalze 170 einwirkt. Durch zumindest eine Feder 172 wird das System in eine definierte Ausgangslage für den nächsten Gangwechsel gestellt. Dadurch kann auf einfache und kompakte Weise eine Kombination zwischen manueller und automatisierter Schaltung verwirklicht werden.
Die Figuren 20 und 21 zeigen alternativ dazu eine Ausführungsvariante, bei der der Schaltakuator 141 als Flügelzellenaktuator 143 ausgebildet ist, welcher direkt auf die Schaltwalze 170 einwirkt. Der Flügelzellenaktuator 143 weist dabei zwei Flügelzellen L, M auf, welche durch einen mit der Schaltwalze 170 drehfest verbundenen Drehkolben K getrennt sind. In die Flügelzellen L, M münden Steuerleitungen 145a, 145b, welche über ein Steuerventil 145 gesteuert werden. Das Steuerventil 145 weist dabei drei Stellungen X, Y, Z auf. In der Stellung X befindet sich das Steuerventil 145 in der Neutralposition, wobei die Flügelzellen L, M kurzgeschlossen sind. In dieser Stellung wird der eingelegte Gang bzw. die Neutralposition des Getriebes nicht verändert und über die auf die Schaltwalze 170 einwirkende Rasteinrichtung 171 (z.B. eine federbelastete Kugel) gehalten. Aufgrund der Kurzschlussschaltung der Flügelzellen L, M ist ein manuelles Schalten durch den Fahrer über die Schaltwelle 140 möglich. In der Stellung Y des Steuerventils 145 erfolgt ein Hinaufschaltvorgang, wobei das Hydrauliköl von der Ölpumpe 117 in die Flügelzelle M und aus der Flügelzelle L über eine nachgeschaltete Drossel 145c in den Tank T strömt. Über die Abstimmung der Öffnungszeit des Steuerventils 145 und/oder der Drossel 145c wird ein "Überschalten" in den übernächsten Gang vermieden. In der Position Z des Steuerventils 145 erfolgt ein Hinunterschaltvorgang, wobei das Öl von der Pumpe 117 in die Flügelzelle L und aus der Flügelzelle M über eine nachgeschaltete Drossel 145c in den Tank T strömt. Auch hier wird über die Abstimmung der Öffnungszeit des Steuerventils 145 und die Nachlaufdrossel 145c ein Überschalten in den übernächsten Gang vermieden. Im stromlosen Zustand wird das Steuerventil 145 in die Position X gerückt, um ein manuelles Schalten zu ermöglichen.
Das automatisierte manuelle Schaltgetriebe 6 wird am Besten zusammen mit einer automatisiert betätigbaren Schaltkupplung, besonders vorteilhaft mit einer hydraulischen Schaltkupplung 106, eingesetzt. Die hydraulische Schaltkupplung 106 ist ebenfalls sowohl automatisch, als auch manuell betätigbar, wobei die manuelle Betätigung der automatischen Betätigung überlagerbar ist. Die Schaltkupplung 106 kann also wahlweise manuell durch einen herkömmlichen Kupplungshebel oder automatisch bei Drücken des Gangwechselknopfes betätigt werden.
Fig. 17 zeigt schematisch einen am Getriebegehäuse 7 angeordneten Kupplungsaktuator 176 zur Betätigung der hydraulischen Schaltkupplung 106. Ein durch eine Feder 178 belasteter Druckkolben 180 wirkt über eine Kupplungsausrückstange 182 auf die Schaltkupplung 106 ein. Ein erster Druckraum 184 zwischen dem Druckkolben 180 und dem den Druckkolben 180 aufnehmenden Druckzylinder 186 kann bei manueller Kupplungsbetätigung mittels Kupplungshebel über die Leitung 188 mit Hydrauliköl beaufschlagt werden. Ein die Feder 178 aufnehmender zweiter Druckraum 190 kann über ein durch eine nicht weiter dargestellte elektronische Steuereinheit gesteuertes magnetisches Steuerventil 189 mit von der Hydraulikpumpe 117 zur Verfügung gestelltem Druck beaufschlagt werden. Das Steuerventil 189 ist dabei weggesteuert und weist zum Verschleißausgleich ein nicht weiter ersichtliches, selbstnachstellendes Hydraulikelement auf. Der als Stufenkolben ausgebildete Druckkolben 180 grenzt mit einer ersten Stirnfläche 185 an den ersten Druckraum 184 und mit einer zweiten Stirnfläche 191 an den zweiten Druckraum 191 Der erste Druckraum 184 wird bei manueller Kupplungsbetätigung und der zweite Druckraum 190 bei automatischer Kupplungsbetätigung mit Druck beaufschlagt. Erster und zweiter Druckraum 184, 190 können jeweils über ein Entlüftungsventil 192, 193 druckentlastet werden. Der Federraum 190 steht weiters mit einem Ausgleichszylinder 194 in Verbindung, in welchem ein über eine Feder 196 belasteter Ausgleichskolben 198 "schwimmend" gelagert ist. Mittels des Ausgleichskolbens 198 kann bei manueller Betätigung über den Kupplungshebel ein Öldruckausgleich erreicht werden. Im eingekuppelten Ruhezustand liegt dabei der Ausgleichskolben 198 an der Ausgleichsfläche 199 an. Die Volumina im ersten Druckraum 184 und im zweiten Druckraum 190 und im Ausgleichsraum 200 sind aufeinander abgestimmt.
Die Regelung der Steuerventile für die Aktuatoren erfolgt mittels zumindest einer elektronischen Steuereinheit. Die Steuereinheit kann dabei mehrere Schaltalgorithmen aufweisen, welche die Fahrsicherheit, den Fahrkomfort oder den Fahrspaß steigern.
Ein Kupplungs-Schaltalgorithmus ermöglicht das automatische Trennen und Schließen der Schaltkupplung 106 bei einem Schaltvorgang. Bei einem elektrischen, automatischen oder manuellen Schaltvorgang wird kurzzeitig die Schaltkupplung hydraulische gelöst. In Abhängigkeit vom Motorkennfeld und der Schaltrichtung (Hinauf- oder Hinunterschalten) wird nach einer vordefinierten Zeit oder nach dem vollständigen Erreichen der gewählten Gangposition die Schaltkupplung 106 wieder geschlossen. Dadurch wird beispielsweise beim Hinunterschalten die Motorbremswirkung sichergestellt. Während des Hinunterschaltens kann automatisch kurz Zwischengas gegeben werden.
Weiters kann ein Überschaltsicherungs-Schaltalgorithmus (Fail safe) für das Zurückschalten vom ersten Gang in die Neutralstellung vorgesehen sein, um ein versehentliches Schalten in die Neutralposition über einer vordefinierten Fahrzeuggeschwindigkeit von beispielsweise 2 km/h zu verhindern.
Zusätzlich kann die Steuereinheit einen als "Anti-Hopping" bekannten Blockier- verhinderungs-Schaltalgorithmus vorsehen, um ein Blockieren des Antriebsrades beim Hinunterschalten zu verhindern. Dabei wird der Drehzahlgradient am Hinterrad bei Verzögerung durch die Motorbremse limitiert, wenn die Hinterradbremse nicht betätigt wird. In Abhängigkeit des Drehzahlgradienten wird die Kraftstoffeinspritzmenge zumindest in einem Zylinder erhöht oder die Schaltkupplung 106 automatisch dosiert gelüftet.
Um ein Schnellanfahren des Motorrades mit maximaler Beschleunigung aus dem Stillstand zu ermöglichen, kann weiters ein Schnellanfahr-Schaltalgorithmus vorgesehen sein. Der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus ist schematisch in Fig. 4 dargestellt. Er funktioniert nur, wenn folgende Bedingungen 200, 202, 204, 206 erfüllt sind:
a) der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus-Schalter ist betätigt - Bezugszeichen 200; b) das Fahrzeug steht still, die Raddrehzahlsignale sind gleich null - Bezugszeichen 202; c) die Brennkraftmaschine läuft mit Leerlaufdrehzahl - Bezugszeichen 204; d) am Schaltgetriebe ist der Neutral-Gang eingelegt - Bezugszeichen 206;
Wenn die Bedingungen 200, 202, 204, 206 erfüllt sind, wird im Schritt 208 die Schaltkupplung 106 automatisch getrennt und der erste Gang eingelegt. Sodann wird in Schritt 210 abgefragt, ob - innerhalb eines vordefinierten Zeitfensters - der Gashebel in die Vollgasstellung gebracht wird. Ist nur eine der Bedingungen 200, 202, 204, 206 erfüllt oder wird der Gashebel nur in einer Zwischenstellung oder innerhalb des Zeitfensters gar nicht betätigt wird, so wird der Schnellan- fahr-Schaltalgorithmus abgebrochen, wobei die Steuerung wieder in den früheren oder einen voreingestellten automatischen Schaltmodus 214 zurückkehrt. Ist die Bedingung "Vollgasstellung des Gashebels" 210 erfüllt, so wird in Schritt 212 die Schaltkupplung 106 automatisch eingerückt, wodurch der eigentliche Anfahrvorgang des Motorrades beginnt.
Im folgenden wird zumindest einer der Regelkreise 220, 230 oder 240 durchgeführt, um eine maximale Beschleunigung mit optimaler Traktion zu erreichen.
Der Regelkreis 220 sorgt für die ausreichende Bodenhaftung und Spurführung des Vorderrades des Motorrades. Dabei wird in Schritt 222 geprüft, ob der beispielsweise über den Radsensor des Antiblockiersystems (ABS) ermittelte Beschleunigungs-Drehzahlgradient des Vorderrades positiv ist. Wenn ja, wird der Vollgasbeschleunigungsvorgang 216 fortgesetzt, beziehungsweise der Regelkreis 230 durchgeführt. Wenn der Drehzahlgradient des Vorderrades negativ ist, wird ein den Beschleunigungs-Drehzahlgradienten des Vorderrades steigernder Eingriff in den Antriebsstrang 226 oder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine 228 vorgenommen. Für die Wahl Art des Eingriffes wird der Federweg 224 des Vorderrades herangezogen. Ist dieser größer null, so wird beispielsweise durch Reduzieren der Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine vorgenommen. Ist der Federweg null, so wird durch zumindest teilweises Trennen der Schaltkupplung 106 ein Eingriff in den Antriebsstrang vorgenommen.
Der Regelkreis 230 dient zur Optimierung der Traktion am Hinterrad des Motorrades bei maximaler Beschleunigung. Dabei wird in Schritt 232 geprüft, ob der beispielsweise über den Radsensor des Antiblockiersystems (ABS) ermittelte Beschleunigungs-Drehzahlgradient des Hinterrades innerhalb eines vordefinierten erlaubten Bereiches liegt. Wenn ja, wird der Vollgasbeschleunigungsvorgang 216 fortgesetzt, beziehungsweise der Regelkreis 240 durchgeführt. Wenn der Dreh- zahlgradient des Hinterrades bei Beschleunigung über einem vordefinierten Grenzwert liegt, wird ein den Beschleunigungs-Drehzahlgradienten des Hinterrades senkender Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine 234 vorgenommen.
Alternativ oder zusätzlich zu den Regelkreisen 220 und 230 kann der Regelkreis 240 durchgeführt werden, um zu Prüfen, ob die Bedingungen für eine ausreichende Spurführung des Vorderrades und eine optimale Traktion am Hinterrad erfüllt sind. Dabei werden die beispielsweise über Radsensoren des Antiblockiersystems (ABS) ermittelten Drehzahlen des Vorderrades 242 und des Hinterrades 243 miteinander verglichen. Liegt die Drehzahldifferenz innerhalb eines erlaubten Bereiches für den Schlupf unter Berücksichtigung des erlaubten Schlupfes am Hinterrad, so wird die Volllastbeschleunigung 216 fortgesetzt. Wenn nicht, wird ein die Drehzahldifferenz zwischen Hinterrad und Vorderrad senkender Eingriff in den Antriebsstrang 246 oder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine 248 vorgenommen. Für die Wahl Art des Eingriffes wird der Federweg 244 des Vorderrades herangezogen. Ist dieser größer null, so wird beispielsweise durch Reduzieren der Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine vorgenommen. Ist der Federweg null, so wird durch zumindest teilweises Trennen der Schaltkupplung 106 ein Eingriff in den Antriebsstrang vorgenommen.
Der Ausgangswert für den Schlupf-Grenzwert des Hinterrades bei maximaler Beschleunigung liegt bei etwa 20%. Mittels eines Fahrzeugbeschleunigungssensors kann eventuell der Schlupf-Grenzwert auf die tatsächlichen momentanen Reibungsverhältnisse angepasst werden.
Weiters kann die elektronische Steuereinheit einen Notlauf-Schaltalgorithmus (Limp home) beinhalten, der bei Ausfall der automatischen Steuerung des Schaltgetriebes 6 und/oder der Schalkupplung 106 ein manuelles Schalten ermöglicht. Der Kupplungsaktuator 176 und/oder der Schaltaktuator 141 wird dabei drucklos manuell geschalten, wenn die entsprechenden Schaltventile 189 stromlos sind.
Um Schaltmanöver in der Schräglage (Kurvenfahrt) des Motorrades zu unterbinden, kann ferner ein Schaltverhinderungs-Schaltalgorithmus (Hold Mechanismus) in der elektronischen Steuereinheit vorgesehen sein. Dieser wird beispielsweise per Knopfdruck durch den Fahrer bei Kurvenfahrten aktiviert, wodurch im automatischen Schaltmodus ein Schalten während der Schräglage verhindert wird. Alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass die Schräglage des Motorrades über Lagesensoren selbsttätig ermittelt und der Schaltverhinderungs-Schaltalgo- rithmus selbsttätig ab einer vordefinierten Schräglage des Motorrades aktiviert wird. Dadurch können sicherheitskritische Fahrzustände in Folge durch Lastwechselreaktionen bei Kurvenfahrten in Folge eines Schaltvorganges vermieden werden.
Die Fig. 19 zeigt rein schematisch die Anordnung von Bedienungselementen an einem Motorradlenker 250. Die linke Seite des Motorradlenkers ist mit 252, die rechte Seite mit 254 bezeichnet. Auf der linken Seite 252 befindet sich der manuelle Kupplungshebel 256, die Lichtschalter 258 und Fahrtrichtungsanzeiger 260 und ein Hubknopf 262. Weiters befinden sich in Daumenreichweite des Motorradfahrers Schaltknöpfe 264 und 266 zum Hinauf- und Hinunterschalten per Tastendruck, sowie ein Schaltknopf 268 zum Aktivieren des Schaltverhinderungs- Algorithmus. Der Automatische Schaltmodus kann über den Wahlschalter 270 aktiviert bzw. deaktiviert werden. Der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus wird durch Drücken des Schnellanfahr-Schaltalgorithmus-Schalters 272 aktiviert.
Auf der rechten Seite 254 des Motorradlenkers 250 befindet sich in gewohnter Weise der Gasdrehgriff 274 und der Bremshebel 276 zur Betätigung der Vorderradbremse des Motorrades, sowie ein Startknopf 278 zur Betätigung des Elektro- starters und ein Abstellknopf 280 zum Abstellen der Brennkraftmaschine.
Neben dem deutlichen Komfortgewinn hat das automatisierte Schaltgetriebe 6 und die automatisierte Schaltkupplung 106 den Vorteil eines verringerten Verschleißes aller Elemente im Antriebsstrang, trotz schneller und sportlicher Gangwechsel.
Weiters wird durch die Nabe 112 des äußeren Kupplungskäfigs 114 die über der Getriebeeingangswelle 108 positionierte Speichereinspritzpumpe 72 betätigt. Dies hat den Vorteil, dass der Steuertrieb 77 nicht zusätzlich durch den Antrieb der Kraftstoffpumpe belastet wird, was sich vorteilhaft auf den Ungleichförmig- keitsgrad auswirkt. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel wurde das gesamte Übersetzungsverhältnis zwischen Kurbelwelle 94 und Speichereinspritzpumpe 72 mit 2 ausgelegt, was typisch für eine Kraftstoffeinspritzpumpe mit drei radialen Kolben für eine Dreizylinder-Brennkraftmaschine ist.
Ein - nicht weiter dargestellter - Zylinderblock und ein oberes Getriebegehäuse sind in eine nicht weiter ersichtliche obere Kurbelgehäuseeinheit integriert. Diese obere Kurbelgehäuseeinheit besteht aus Aluminium mit eingegossenen Graugusszylinderbuchsen. Alle Hauptwellen wie Kurbelwelle 94, Getriebeeingangswelle 108, Getriebeausgangswelle 118, sind in einer horizontalen Teilungsebene 126 zwischen der oberen Kurbelgehäuseeinheit und einem an diese anschließenden, nicht weiter dargestellten Leiterrahmen angeordnet. Diese Anordnung vereinfacht den Fertigungs- und Montagevorgang der Brennkraftmaschine 4. Fig. 22 zeigt eine Nockenwelle 302 für eine Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit Nocken 303 für nicht weiter dargestellte Gaswechselventile.
Um den Startvorgang zu erleichtern, ist eine Dekompressionseinrichtung 304 vorgesehen, welche für zumindest einen Nocken 303 pro Zylinder, beispielsweise zur Betätigung eines Auslassventils, einen radial im Bereich des Grundkreises 306 verschiebbar in der Nockenwelle 302 gelagerten Zapfen 308 aufweist. Der Zapfen 308 wird durch eine Feder 310 belastet und gegen den innerhalb der hohl ausgeführten Nockenwelle 302 angeordneten Schieber 312 gepresst. Der Schieber 312 ist innerhalb der Nockenwelle 302 über eine Formschlussverbindung 314 mit dieser in Richtung der Achse 316 der Nockenwelle 302 verschiebbar gelagert, wobei die Formschlussverbindung 314 bewirkt, dass der Schieber 312 sich mit der Nockenwelle 302 mitdreht. Die Formschlussverbindung 314 wird beispielsweise durch eine Nut 318 in der Nockenwelle 302 und einen Steg 320 des Schiebers 312 gebildet. Der Schieber 312 weist eine im Ausführungsbeispiel durch eine Kegelfläche 322 gebildete Rampenfläche 324 mit geringer Steigung auf, welche bewirkt, dass der Zapfen 308 bei axialer Verschiebung des Schiebers 312 die Kegelfläche 322 entlang gleitet und somit radial innerhalb des Nockens 303 verschoben wird. Wenn der Zapfen 308 den Grundkreis 306 überragt, so wird das entsprechende Auslassventil außerhalb der Auslassphase geöffnet und somit der Zylinder dekomprimiert.
Der Schieber 312 wird über eine hydraulische oder pneumatische Betätigungseinrichtung 326 verschoben. Die Betätigungseinrichtung 326 weist einen Kolben 328 auf, der innerhalb eines Zylinders 330 in Richtung der Achse 316 der Nockenwelle 302 axial verschoben werden kann. Der Kolben 328 grenzt an einen Druckraum 332, welcher mit einer Druckleitung 334 in Verbindung steht. Über die Druckleitung 334 wird der Druckraum 332 beispielsweise mit Hydrauliköl, Motoröl oder Druckluft beaufschlagt.
Der Schieber 312 wird über eine Feder 336 in Richtung einer Endlage, vorteilhafterweise in Richtung der Dekompressionsstellung, belastet. Die Rückstellfeder 336 kann dabei im Bereich des kolbenseitigen Endes 38 des Schiebers 312 angeordnet sein, wie in den Fig. 22, Fig. 23, Fig. 25 und Fig. 27 dargestellt ist. Fig. 26 zeigt dagegen eine weitere Ausführungsvariante, bei der die Rückstellfeder 336 im Bereich des dem Kolben 328 abgewandten Endes 340 angeordnet ist.
Der Schieber 312 wird durch den Kolben 328 entgegen der Kraft der Rückstellfeder 336 in die Betriebsstellung des Motors geschoben. Die Endlage der Motorbetriebsstellung kann dabei durch einen durch die Nockenwelle 302 gebildeten Anschlag 342 definiert sein, wie in Fig. 25 dargestellt ist. Die Fig. 22 bis Fig. 25 zeigen Ausführungen, bei denen der Kolben 328 im Gehäuse 344, etwa dem Ventilgehäuse, axial verschiebbar, aber drehfest gelagert ist, so dass der Kolben 328 sich nicht mit der Nockenwelle 302 mitdreht. Dadurch können umlaufende Abdichtungen vermieden werden.
Fig. 27 zeigt eine Ausführungsvariante, bei der der Kolben 328 und der Druckraum 332 in die Nockenwelle 302 integriert ist. Der Kolben 328 kann dabei insbesondere einstückig mit dem Schieber 312 ausgeführt sein. Über eine Ringnut 346 steht der Druckraum 332 mit einer Druckleitung 334 in Verbindung. Gegenüber der in den Fig. 22 bis Fig. 25 dargestellten Ausführung hat diese Ausführungsvariante den Vorteil, dass keine zusätzlichen axialen Kräfte auf das Axiallager der Nockenwelle 302 einwirken.
Fig. 28 zeigt ein Einbaubeispiel für die Dekompressionseinrichtung 304 bei einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit einer Nockenwelle 302 für Auslassventile 348 und einer Nockenwelle 350 für Einlassventile 352. Mit Bezugszeichen 354 sind die zu einem Abgasturbolader 356 führenden Auslasskanäle bezeichnet. Für jeweils ein Auslassventil 348 pro Zylinder weist die Dekompressionseinrichtung 304 einen Zapfen 308 auf.
Wenn die Brennkraftmaschine abgestellt wird, nimmt der Öldruck in der Druckleitung 334 ab und der Schieber 312 wird innerhalb der Nockenwelle 302 durch die Rückstellfeder 336 gegen den Kolben 328 gepresst und nimmt somit die in den Fig. 22, Fig. 23 und Fig. 25 dargestellte Dekompressionslage ein. Gleichzeitig wird der Zapfen 308 durch die Rampenfläche 324 radial entgegen der Feder 310 nach außen gedrückt, so dass der Zapfen 308 den Grundkreis 306 des Nockens 303 überragt.
Beim Starten der Brennkraftmaschine befindet sich der Schieber 312 vorerst in der Dekompressionsstellung, wobei das durch den Zapfen 308 angesteuerte Auslassventil 348 während des Dekompressionshubes vor dem oberen Totpunkt geöffnet wird. Dadurch kann ein relativ kleiner elektrischer Starter und ein relativ kleines Schwungrad verwendet werden. Wenn die Drehzahl der Brennkraftmaschine eine gewisse Höhe erreicht, überschreitet der Öldruck einen vorbestimmten Wert, wodurch der Kolben 328 entgegen der Kraft der Rückstellfeder 336 in die in Fig. 26 dargestellten Motorbetriebslage gedrückt wird. Dabei gleitet der Zapfen 308 entlang der Rampeneinrichtung 324 hinunter und wird dabei durch die Feder 310 in das Innere der Nockenwelle 302 gedrückt, so dass der Zapfen 308 zur Gänze innerhalb des Grundkreises 306 zu liegen kommt. Das entsprechende Auslassventil wird nun nicht mehr während der Kompressionsphase geöffnet, wodurch das volle Kompressionsverhältnis für den normalen Motorbetrieb zur Verfügung steht. Die Betätigungseinrichtung 326 kann in einfacher Weise durch Motoröl versorgt werden und ist damit selbsttätig wirksam.
Durch die Versorgung mit Öldruck erfüllt die Dekompressionseinrichtung 304 auch eine Sicherheitsfunktion. Sobald der Motoröldruck einen kritischen Wert unterschreitet, wird der Schieber 312 durch die Rückstellfeder 336 in seine Dekompressionsstellung gedrückt, wodurch das Verdichtungsverhältnis absinkt und der Motor abgestellt wird, bevor ein Motorschaden eintreten kann.
Die Kühleinrichtung 417 weist ein von einer Stirnseite axial in das rohrförmige Gehäuse 409 eingeschobenes Kühlrohr 470 auf. Das Gehäuse 409 kann dabei als eigener Bauteil ausgeführt oder in einen Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integriert oder eingegossen sein. Der Außendurchmesser d des Kühlrohres 470 ist wesentlich kleiner als der Innendurchmesser D des Gehäuses 409, so dass zwischen dem Kühlrohr 470 und dem Gehäuse 409 ein ringförmiger Gasraum 490 ausgebildet ist. Das Kühlrohr 470 wird zwischen den Kühlmittelanschlüssen 419, 419' von Kühlmittel durchflössen und vom zu kühlenden Gas im Gasraum 490 umströmt. Der Gasraum 490 ist über Kanalanschlüsse 420, 420' mit einer nicht weiter dargestellten Ladeluftleitung oder einer nicht weiter dargestellten Abgasrückführleitung verbunden. Das zu kühlende Gas tritt über den Kanalan- schluss 420 in den Gasraum 490 ein und verlässt ihn wieder über den Kanalan- schluss 420' am anderen Ende des Gehäuses 409. Zuströmende und abströmende Seiten können auch vertauscht werden, so dass je nach Anwendungsfall Gleich- oder Gegenstromkühlung mit dieser Kühleinrichtung 417 realisierbar ist.
Zur Erhöhung des Wärmeüberganges zwischen dem Gasraum 490 und dem Kühlrohr 470 weist das Kühlrohr 470 an seinem Außenmantel 471 schraubenartig gewundene Kühlrippen 472 auf, welche die vom heißen Gas benetzte Oberfläche erhöhen und darüber hinaus die Turbulenz steigern. Alternativ dazu oder zusätzlich können auch auf der Kühlmittelseite innerhalb des Kühlrohres 470 Kühlrippen angeordnet sein.
Im Bereich beider Enden 473, 474 ist das Kühlrohr 470 über Flansche 475, 476 im Gehäuse 409 längs verschieblich gelagert, so dass Wärmedehnungen ausgeglichen werden können. Das Kühlrohr 470 ist dabei kühlmittelseitig durch O- Ringdichtungen 477 abgedichtet. Gasseitig schützen Kolbenringe 478 die O-Ring- dichtungen 477 vor direkter Beaufschlagung mit dem heißen Gas. Zum Druckausgleich kann zwischen der O-Ringdichtung 477 und dem Kolbenring 478 eine mit der Umgebung verbundene Entlastungsöffnung 481 vorgesehen sein. Im Bereich der halben Länge des Kühlrohres 470 ist dieses mit einer durch eine Schraube gebildeten Fixiereinrichtung 479 mit dem Gehäuse 409 verbunden und damit gegen Schwingungen gesichert. Wärmedehnungen des Kühlrohres 470 werden auf beide Seiten aufgeteilt.
Anstelle eines einzigen Kühlrohres 470 kann auch ein ganzes Paket von Kühlrohren in dem Gehäuse 409 eingeschoben sein. Dabei werden mehrere Kühlrohre mit den Endflanschen verbunden und dieses gesamte Rohrpaket in den Gehäuse 409 eingeschoben.
Weiters weist die Kühleinrichtung 417 einen äußeren Kühlmantel 418 auf, welcher im Bereich der Enden 473, 474 mit dem Kühlrohr 470 verbunden ist.
Das Kühlmittel gelangt über den Kühlmittelanschluss 419 in die Kühleinrichtung 417, durchströmt das Kühlrohr 470 und den äußeren Kühlmantel 418 und ver- lässt die Kühleinrichtung 417 über den Kühlmittelanschluss 419'. Das eingeschobene Kühlrohr 470 wird nur an den Enden 473, 474 in den Kühlkreislauf eingebunden.
Die Fig. 37 und Fig. 38 zeigen eine Ausführungsvariante einer Kühleinrichtung mit einem Bündel 480 von Kühlrohren 470. Die Kühlrohre 470 sind dabei parallel zueinander in Flanschen 475, 476 fixiert und mit diesen Flanschen 475, 476 im Gehäuse 409 längs verschiebbar angeordnet. Die Außenmäntel 471 können glatt ausgeführt sein oder Kühlrippen 472 zur Vergrößerung der vom heißen Gas benetzten Oberfläche aufweisen.

Claims

P A T E N T A N S P R Ü C H E
1. Motorrad (2) mit einer Brennkraftmaschine (4), insbesondere einer Diesel- Brennkraftmaschine, dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (4) einen Abgasturbolader (16) aufweist, welcher vorzugsweise - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich der Brennkraftmaschine (4) angeordnet ist.
2. Motorrad (2) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasturbolader (16) zwischen zumindest einem Zylinderkopf (18) der Brennkraftmaschine (4) und einem Steuerkopf (20) des Motorrades (2) angeordnet ist.
3. Motorrad (2) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Abgasturbolader (16) direkt an die Auslasskanäle (62) des Zylinderkopfes der Brennkraftmaschine (4) anschließt, wobei vorzugsweise die Auslasskanäle (62) in Richtung des Eintrittes (24) in die Turbine (26) des Abgasturboladers (16) zusammenlaufend ausgebildet sind.
4. Motorrad (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Strömungswege (Li, L2;L3) zwischen Auslassventil (22) und Eintritt (24) in die Turbine (26) minimiert sind.
5. Motorrad (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Achse zumindest eines Auslassventils (22) mit einer Strömungsmittellinie des Auslasskrümmers (64) - in einer Seitenansicht betrachtet - einen Winkel (α) zwischen 40° und 80°, vorzugsweise zwischen 50° und 70°, besonders vorzugsweise zwischen 55° und 65°, aufspannt.
6. Motorrad (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (4) ein Kraftstoffeinspritzsystem mit zumindest einer in einen Zylinder (48) mündenden Einspritzeinrichtung (70) zur direkten Kraftstoffeinspritzung aufweist.
7. Motorrad (2) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Kraftstoffeinspritzsystem als Speichereinspritzsystem (66) ausgebildet ist.
8. Motorrad (2) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Speichereinspritzsystem (66) zumindest eine synchron mit den Einspritztakten betreibbare Speichereinspritzpumpe (72) aufweist.
9. Motorrad (2) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Speichereinspritzpumpe (72) mit einer Drehzahl betreibbar ist, welche proportional zur Kurbelwellendrehzahl ist.
10. Motorrad (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (4) zumindest einen, vorzugsweise zwei oder drei, besonders vorzugsweise in Reihe angeordnete Zylinder (48) aufweist.
11. Motorrad (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, wobei die Brennkraftmaschine (4) flüssigkeitsgekühlt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine (4) eine - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich angeordnete Kühlereinheit (30) mit einem Flüssigkeitskühler (8) und einem Ladeluftkühler (10) aufweist, wobei vorzugsweise der Ladeluftkühler (10) vor dem Flüssigkeitskühler (8) angeordnet ist.
12. Motorrad (2) nach Ansprüche 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Kühlereinheit (30) einen Ölkühler (12) aufweist, wobei vorzugsweise der Ölkühler (12) unterhalb des Flüssigkeitskühlers (8) angeordnet ist.
13. Motorrad (2) nach Ansprüche 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass eine mit dem Ladeluftkühler (10) verbundene Ladeluftleitung (36) und eine vom Zylinderkopf ausgehende Abgasleitung (44) auf verschiedenen Seiten der Kühlereinheit (30) angeordnet sind.
14. Motorrad (2) nach Ansprüche 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Ladeluftleitung (36) und die Abgasleitung (44) zumindest abschnittsweise zumindest annähernd symmetrisch bezüglich einer normal zur Hinterradachse ausgebildeten Motorradhochebene (3) angeordnet sind.
15. Motorrad (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass ein automatisiert betätigbares Schaltgetriebe (6) mit der Brennkraftmaschine (4) über eine Schaltkupplung (106) verbindbar ist.
16. Motorrad (2) nach einem Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltkupplung (106) automatisch betätigbar ist.
17. Antriebsstrang für ein Fahrzeug, insbesondere für ein Motorrad, mit einem automatisierten sequentiellen Schaltgetriebe (6), welches über eine Schaltwelle (140) manuell schaltbar ist, und welches über eine Schaltkupplung (106) mit einer Brennkraftmaschine verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltwelle (140) oder die Schaltwalze (170) des Schaltge- triebes (6) durch einen hydraulischen Schaltaktuators (141) automatisch betätigbar ist.
18. Antriebsstrang nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltwelle (140) durch einen vorzugsweise doppelt wirkenden Schaltkolben (144) eines hydraulischen Schaltaktuators (141) betätigbar ist.
19. Antriebsstrang nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltwalze (170) durch einen als Flügelzellenaktuator (143) ausgebildeten Schaltaktuator (141) betätigbar ist.
20. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltwelle (140) auf eine sequentielle Schaltwalze (170) einwirkt.
21. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Leerlaufgangstufe an zumindest einem Endbereich, vorzugsweise vor der ersten Gangstufe, des sequenziellen Gangstufenwählbe- reiches angeordnet ist.
22. Antriebsstrang nach einem der Anspruch 17 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass der manuelle Schaltvorgang dem automatischen Schaltvorgang überlagerbar ist.
23. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltkupplung (106) automatisch und/oder manuell betätigbar ist.
24. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltkupplung (106) durch einen vorzugsweise hydraulischen Kupplungsaktuator (176) betätigbar ist.
25. Antriebsstrang nach Anspruch 23 oder 24, dadurch gekennzeichnet, dass die manuelle Kupplungsbetätigung der automatischen Kupplungsbetätigung überlagerbar ist.
26. Antriebsstrang nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekennzeichnet, dass der Kupplungsaktuator (176) einen als Stufenkolben ausgebildeten Druckkolben (180) aufweist, welcher vorzugsweise über eine Kupplungsausrückstange (182) auf die Schaltkupplung (106) wirkt.
27. Antriebsstrang nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckkolben (180) mit einer ersten Stirnfläche (185) an einen ersten Druckraum (184) und mit einer zweiten Stirnfläche (191) an einen zweiten Druckraum (190) grenzt, wobei der erste Druckraum (184) bei manueller Kupplungsbetätigung und der zweite Druckraum (190) bei automatischer Kupplungsbetätigung, vorzugsweise über magnetisches Steuerventil (189). mit Druck beaufschlagbar ist.
28. Antriebsstrang nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Stirnfläche (185) größere ist als die zweite Stirnfläche (191).
29. Antriebsstrang nach Anspruch 27 oder 28, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Druckraum (190) mit einem Ausgleichsraum (200) mit veränderlichem Volumen strömungsverbunden ist.
30. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass die Brennkraftmaschine als direkteinspritzende Diesel- Brennkraftmaschine, vorzugsweise mit einem Speichereinspritzsystem, ausgebildet ist.
31. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 30, dadurch gekennzeichnet, dass der Schaltaktuator (141) und/oder der Kupplungsaktuator (176) von einer eigene Hydraulikpumpe (117) gespeist wird.
32. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 31, dadurch gekennzeichnet, dass das vorzugsweise durch Getriebe- oder Motoröl gebildete Hydrauliköl des Hydrauliksystem zur Betätigung des Schaltaktuators (141) und/oder der Kupplungsaktuators (176) durch eine feinmaschige Filtereinrichtung gefiltert wird.
33. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 32, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuerventil (189) weggesteuert ist und vorzugsweise ein selbstnachstellendes Hydraulikelement zum Verschleißausgleich der Schaltkupplung (106) aufweist.
34. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 17 bis 33, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltgetriebe (6) und die Schaltkupplung (106) durch zumindest eine elektronische Steuereinheit ansteuerbar sind.
35. Antriebsstrang nach Ansprüche 34, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Überschaltsicherungs-Schaltalgorithmus für das Zurückschalten vom ersten Gang in die Neutralstellung aufweist, um ein versehentliches Schalten in die Neutralposition über einer vordefinierten Fahrzeuggeschwindigkeit zu verhindern.
36. Antriebsstrang nach Anspruch 34 oder 35, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Kupplungs-Schaltalgorithmus für das automatische Trennen und Schließen der Schaltkupplung (106) bei einem Schaltvorgang des Schaltgetriebes (6) aufweist.
37. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 34 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Blockierverhinde- rungs-Schaltalgorithmus aufweist, welcher ein Blockieren des Hinterrades des Motorrades beim Hinunterschalten verhindert.
38. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 34 bis 37, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Schnellanfahr-Schalt- algorithmus aufweist, welcher eine maximale Fahrzeugbeschleunigung aus dem Stillstand ermöglicht.
39. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 34 bis 38, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Notlauf-Schaltalgorithmus aufweist, welcher bei Ausfall der automatischen Steuerung des Schaltgetriebes (6) und/oder der Schalkupplung (106) eine manuelle Betätigung ermöglicht.
40. Antriebsstrang nach Ansprüche 39, dadurch gekennzeichnet, dass bei Unterbrechung des Steuerstroms für die Schaltventile (189) des Schaltaktuators (141) und/oder des Kupplungsaktuators (176) der entsprechende Schaltaktuator (141) und/oder Kupplungsaktuators (176) drucklos manuell schaltbar sind.
41. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 34 bis 40, dadurch gekennzeichnet, dass die elektronische Steuereinheit einen Schaltverhinderungs- Schaltalgorithmus aufweist, welcher, insbesondere in sicherheitskritischen Fahrsituationen wie Kurvenfahrten oder dergleichen, den Gangwechsel des Schaltgetriebes (6) verhindert.
42. Antriebsstrang nach einem der Ansprüche 35 bis 41, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Schaltalgorithmus vom Fahrer aktivier- und deaktivierbar ist.
43. Verfahren zum Betreiben eines Motorrades mit einem automatisierten Schaltgetriebe (6), und einer automatisierten Schaltkupplung (106), insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass die automatische Schaltkupplung (106) und/oder das automatische Schaltgetriebe (6) durch zumindest eine elektronische Steuereinheit gesteuert wird.
44. Verfahren nach Anspruch 43, dadurch gekennzeichnet, dass die Fahrzeuggeschwindigkeit gemessen wird und dass ein Überschaltsicherungs- Schaltalgorithmus der elektronischen Steuereinheit einen manuellen Gangwechsel vom ersten Gang in die Leerlaufposition verhindert, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit einen vordefinierten Wert überschreitet.
45. Verfahren nach Anspruch 43 oder 44, dadurch gekennzeichnet, dass bei einem manuellen oder automatischen Gangwechsel durch einen Kupplungsalgorithmus ein Steuersignal erzeugt und an den Kupplungsaktuator geleitet wird, um die Schaltkupplung kurzzeitig zu trennen und nach einer definierten Kupplungstrennzeit oder nach vollständigem Erreichen der Gangposition wieder zu schließen.
46. Verfahren nach Anspruch 45, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplungstrennzeit in Abhängigkeit des Motorbetriebszustandes definiert wird.
47. Verfahren nach Anspruch 45 oder 46, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplungstrennzeit in Abhängigkeit der Schaltrichtung definiert wird.
48. Verfahren nach einem der Ansprüche 45 bis 47, dadurch gekennzeichnet, dass beim Hinunterschalten automatisch ein Zwischengasstoß, vorzugsweise durch kurzzeitige Erhöhung der Kraftstoffeinspritzmenge in zumindest einen Zylinder, durchgeführt wird.
49. Verfahren nach einem der Ansprüche 43 bis 48, dadurch gekennzeichnet, dass der Verzögerungsdrehzahlgradient am Hinterrad des Motorrades - zumindest während eines Schaltvorganges und/oder während eines Motorschubbetriebes - ermittelt und mit einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, dass bei schaltvorgangsbedingter oder motorschubbedingter Überschreitung des Grenzwertes in Abhängigkeit des Verzögerungsdrehzahlgradienten ein den Verzögerungsdrehzahlgradienten senkender Eingriff in den Antriebsstrang oder die Steuerung der Brennkraftmaschine durch einen Blockierverhinderungs-Schaltalgorithmus der elektronischen Steuereinheit eingeleitet wird.
50. Verfahren nach Anspruch 49, dadurch gekennzeichnet, dass bei betätigter Hinterradbremse ein den Verzögerungsdrehzahlgradienten senkender Eingriff unterlassen wird.
51. Verfahren nach Anspruch 49 oder 50, dadurch gekennzeichnet, dass der den Verzögerungsdrehzahlgradienten senkende Eingriff in einer Erhöhung der Kraftstoffeinspritzmenge in zumindest einen Zylinder besteht.
52. Verfahren nach einem der Ansprüche 49 bis 51, dadurch gekennzeichnet, dass der den Verzögerungsdrehzahlgradienten senkende Eingriff in einer dosierten Betätigung der Schaltkupplung (106) besteht.
53. Verfahren nach einem der Ansprüche 43 bis 52, dadurch gekennzeichnet, dass bei Bedarf ein Schnellanfahr-Schaltalgorithmus der elektronische Steuereinheit gestartet wird, welcher zumindest einen der folgende Prüfungsschritte a) bis e) vorsieht: a) Prüfen, ob Schnellanfahrwahlschalter gedrückt ist; b) Prüfen, ob Fahrzeug stillsteht; c) Prüfen, ob die Brennkraftmaschine mit Leerlaufdrehzahl läuft; d) Prüfen ob die Neutral-Gangstufe des Schaltgetriebes (6) eingestellt ist; e) Prüfen, ob der Gashebel in der Vollgasstellung ist; dass der Schnellanfahr-Algorithmus beendet wird, wenn zumindest eine der Prüfungen a) bis e) ein negatives Ergebnis aufweist, und dass andernfalls das Motorrad automatisch, vorzugsweise unter automatischem Hochschalten der Gänge, maximal derart beschleunigt wird, dass das Vorderrad stets in Kontakt mit dem Boden bleibt und/oder ein Schlupf des Hinterrades einen vordefinierten Grenzwert nicht überschreitet.
54. Verfahren nach Anspruch 53, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Schritt d) und e) automatisch die Schaltkupplung (106) getrennt und der erste Gang eingelegt wird.
55. Verfahren nach Anspruch 53 oder 54, dadurch gekennzeichnet, dass ein Beschleunigungsdrehzahlgradient des Vorderrades des Motorrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, dass bei Unterschreiten des Grenzwertes ein den Beschleunigungsdrehzahlgradienten steigender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.
56. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 55, dadurch gekennzeichnet, dass ein Federweg des Vorderrad ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, dass bei Unterschreiten des Grenzwertes ein den Federweg steigender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.
57. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 56, dadurch gekennzeichnet, dass ein Beschleunigungsdrehzahlgradient des Hinterrades des Motorrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, und dass bei Überschreiten des Grenzwertes ein den Beschleunigungsdrehzahlgradienten senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.
58. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 57, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahldifferenz des Vorderrades und des Hinterrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, und dass bei Überschreiten des Grenzwertes ein die Drehzahldifferenz senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.
59. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 58, dadurch gekennzeichnet, dass der Federweg des Vorderrad ermittelt wird, und dass auf Grund der Länge des Federweges die Art des Eingriffes ausgewählt wird.
60. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 59, dadurch gekennzeichnet, dass der Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine in einer Reduzierung der Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder besteht.
61. Verfahren nach Anspruch 60, dadurch gekennzeichnet, dass die Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder reduziert wird, wenn der Federweg des Vorderrades größer als ein vordefinierter unterer Grenzwert, vorzugsweise größer als Null, ist.
62. Verfahren nach einem der Ansprüche 53 bis 59, dadurch gekennzeichnet, dass der Eingriff in den Antriebsstrang in einer dosierten Betätigung der Schaltkupplung (106) besteht.
63. Verfahren nach Anspruch 62, dadurch gekennzeichnet, dass eine dosierte Betätigung der Schaltkupplung durchgeführt wird, wenn der Federweg des Vorderrades kleiner oder gleich einem vordefinierten unterer Grenzwert, vorzugsweise gleich Null, ist.
64. Verfahren nach einem der Ansprüche 43 bis 63, dadurch gekennzeichnet, dass bei Ausfall der automatischen Steuerung des Schaltgetriebes (6) und/oder der Schalkupplung (106) ein Notlauf-Schaltalgorithmus der elektronischen Steuereinheit eine manuelle Betätigung ermöglicht.
65. Verfahren nach Anspruch 64, dadurch gekennzeichnet, dass bei Unterbrechung des Steuerstroms für die Schaltventile (189) des Schaltaktuators (141) und/oder des Kupplungsaktuators (176) der entsprechende Schaltaktuator (141) und/oder Kupplungsaktuators (176) drucklos manuell geschalten wird.
66. Verfahren nach einem der Ansprüche 43 bis 65, dadurch gekennzeichnet, dass in sicherheitskritischen Fahrsituationen wie Kurvenfahrten oder dergleichen, ein Gangwechsel des Schaltgetriebes (6) durch einen Schaltver- hinderungs-Schaltalgorithmus der elektronischen Steuereinheit, verhindert wird.
67. Verfahren nach einem der Ansprüche 44 bis 66, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Schaltalgorithmus vom Fahrer bei Bedarf manuell aktiviert oder deaktiviert wird.
68. Dekompressionseinrichtung (304) für eine Brennkraftmaschine mit zumindest einem über einen Nocken (303) einer Nockenwelle (302) betätigten Auslassventil, mit zumindest einem im Bereich des Grundkreises (306) des Nockens (303) entgegen einer Rückstellkraft radial verschiebbaren Zapfen (308), welcher mittels eines innerhalb der hohlen Nockenwelle (302) axial zumindest zwischen einer Motorbetriebsstellung und einer Dekompressionsstellung mittels einer Betätigungseinrichtung (326) axial verschiebbar angeordneten Schiebers (312) verstellbar ist, wobei der Schieber (312) zumindest eine Rampenfläche (324) im Kontaktbereich des Zapfens (308) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Betätigungseinrichtung (326) hydraulischer oder pneumatischer Art ist und einen Kolben (328) aufweist, welcher auf den Schieber (312) entgegen einer vorzugsweise durch eine Rückstellfeder (336) gebildeten Rückstell kraft in axialer Richtung einwirkt.
69. Dekompressionseinrichtung (304) nach Anspruch 68, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (328) außerhalb der Nockenwelle (2) angeordnet ist.
70. Dekompressionseinrichtung (304) nach Anspruch 68, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (328) innerhalb der Nockenwelle (302) angeordnet ist.
71. Dekompressionseinrichtung (304) nach Anspruch 70, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (328) mit dem Schieber (312) fest verbunden, vorzugsweise einteilig mit diesem ausgebildet ist.
72. Dekompressionseinrichtung (304) nach Anspruch 71, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (328) einteilig mit dem Schieber (312) ausgebildet ist.
73. Dekompressionseinrichtung (304) nach Anspruch 71, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (328) und der Schieber (312) als separate Bauteile ausgebildet sind.
74. Dekompressionseinrichtung (304) nach einem der Ansprüche 68 bis 73, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückstellfeder (336) für den Schieber (312) auf der Seite des Kolbens (328) angeordnet ist.
75. Dekompressionseinrichtung (304) nach einem der Ansprüche 68 bis 73, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückstellfeder (336) für den Schieber (312) am dem Kolben (328) abgewandten Ende des Schiebers (312) angeordnet ist.
76. Dekompressionseinrichtung (304) nach einem der Ansprüche 68 bis 75, dadurch gekennzeichnet, dass der Schieber (312) drehfest, aber längsver- schieblich durch einen Formschluss mit der Nockenwelle (302) verbunden ist.
77. Dekompressionseinrichtung (304) nach einem der Ansprüche 68 bis 76, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine vorzugsweise die Motorbetriebsstellung definierende Endlage durch einen vorzugsweise durch die Nockenwelle (302) gebildeten Anschlag für den Schieber (312) definiert ist.
78. Dekompressionseinrichtung (304) nach einem der Ansprüche 68 bis 77, dadurch gekennzeichnet, dass der Schieber (312) durch die Rückstellfeder (336) in die Dekompressionsstellung und hydraulisch oder pneumatisch in die Motorbetriebsstellung bringbar ist.
79. Kühleinrichtung (417) für Abgas oder Reinluft, insbesondere Abgasrückführkühler oder Ladeluftkühler für eine Brennkraftmaschine, mit einem rohrför- migen Gehäuse (409), welches eine Kühleinrichtung (417) für das zu kühlende, einen Gasraum (490) des Gehäuses (409) durchströmenden Gases aufweist, mit zumindest einem im Gehäuse (409) angeordneten, von Kühlmittel durchströmten Kühlrohr (470), dessen Außenmantel (471) an den Gasraum (490) grenzt, wobei das Gehäuse (409) zumindest zwei Anschlüsse an das Kühlmittelsystem und zumindest zwei Gasanschlüsse für das zu kühlende Gas aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass der Gasraum (490) von einem vom Kühlmittel durchströmten Kühlmantel (418) umgeben ist, welcher vorzugsweise mit dem Kühlrohr (470) strömungsver- bunden ist.
80. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 79, dadurch gekennzeichnet, dass die Kühleinrichtung (417) ein axial in das Gehäuse (409) eingeschobenes Bündel (480) von kühlmitteldurchströmten Kühlrohren (470) aufweist, wobei die Außenmäntel (471) der Kühlrohre (470) an den Gasraum (90) des Gehäuses (409) grenzen und vom zu kühlenden Gas umströmt werden.
81. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 79 oder 80, dadurch gekennzeichnet, dass im Gasraum (490) des Gehäuses (409) mindestens eine mit zumindest einem Kühlrohr (470) wärmeleitend verbundene Kühlrippe (472) angeordnet ist.
82. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 81, dadurch gekennzeichnet, dass innerhalb zumindest eines Kühlrohres (470) zumindest eine mit dem Kühlrohr (470) wärmeleitend verbundene Kühlrippe angeordnet ist.
83. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 81 oder 82, dadurch gekennzeichnet, dass die zumindest eine Kühlrippe (472) in Richtung der Längsachse (409a) des Gehäuses (409) schraubenartig verdrallt ist.
84. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 83, dadurch gekennzeichnet, dass der Kühlmantel (418) das rohrförmige Gehäuse (409) umfasst.
85. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 84, dadurch gekennzeichnet, dass der Kühlmantel (418) mit dem Kühlrohr (470) vorzugsweise im Bereich der Enden (473, 474) des Kühlrohres (470) strö- mungsverbunden ist.
86. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 85, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlrohr (470) mit zumindest einer vorzugsweise durch eine Schraube gebildeten Fixiereinrichtung (479) mit dem Gehäuse (409) verbunden ist, wobei die Fixiereinrichtung vorzugsweise im Bereich der halben Länge des Kühlrohres (470) angeordnet ist.
87. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 86, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlrohr (470) oder das Bündel (480) von Kühlrohren (470) ein Strangpressprofil ist.
88. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 87, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlrohr (470) oder das Bündel (480) von Kühlrohren (470) ein hydrogeformtes dünnwandiges Blechrohr ist.
89. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 88, dadurch gekennzeichnet, dass die Kühlrippe (472) einstückig mit dem Kühlrohr (470) ausgebildet ist.
90. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 88, dadurch gekennzeichnet, dass die Kühlrippe (472) auf das Kühlrohr (470) aufgelötet ist.
91. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 90, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlrohr (470) oder das Bündel (480) von Kühlrohren (470) an den Enden (473, 474) in jeweils einen Flansch (475, 476) eingebunden ist und zusammen mit den beiden Flanschen (475, 476) in das Gehäuse (409) eingeschoben ist.
92. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 91, dadurch gekennzeichnet, dass das Kühlrohr (470) bzw. das Bündel (480) von Kühlrohren (470) durch eine O-Ringdichtung (477) zwischen Flansch (475, 476) und Gehäuse (409) kühlmittelseitig abgedichtet ist.
93. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 92, dadurch gekennzeichnet, dass die O-Ringdichtung (477) auf der Seite des Gasraumes (490) durch einen zwischen Flansch (475, 476) und Gehäuse (409) angeordneten Kolbenring (478) geschützt ist.
94. Kühleinrichtung (417) nach Anspruch 93, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der O-Ringdichtung (477) und zumindest einem Kolbenring (478) zumindest eine vorzugsweise mit der Umgebung verbundene Entlastungsöffnung (481) angeordnet ist.
95. Kühleinrichtung (417) nach einem der Ansprüche 79 bis 94, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (409) in einen Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integriert oder eingegossen ist.
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