WO2014019683A1 - Hydraulischer freilauf für brennkraftmaschine mit variablem verdichtungsverhältnis - Google Patents

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WO2014019683A1
WO2014019683A1 PCT/EP2013/002255 EP2013002255W WO2014019683A1 WO 2014019683 A1 WO2014019683 A1 WO 2014019683A1 EP 2013002255 W EP2013002255 W EP 2013002255W WO 2014019683 A1 WO2014019683 A1 WO 2014019683A1
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WO
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fluid
connecting rod
piston
hydraulic
hydraulic cylinder
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PCT/EP2013/002255
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English (en)
French (fr)
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Karsten Wittek
Original Assignee
Fev Gmbh
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/045—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable connecting rod length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C23/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for aligning or positioning
    • F16C23/10—Bearings, parts of which are eccentrically adjustable with respect to each other
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/22—Internal combustion engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C7/00—Connecting-rods or like links pivoted at both ends; Construction of connecting-rod heads
    • F16C7/06—Adjustable connecting-rods

Definitions

  • the present invention relates to a reciprocating internal combustion engine having a hydraulic adjusting mechanism associated with a connecting rod and arranged at least one arranged in a connecting rod eye or in a crank eye of a connecting rod eccentric for setting at least one variable compression ratio of combustion in at least one cylinder of the reciprocating internal combustion engine via a change of includes effective length of the connecting rod by means of the adjusting mechanism.
  • a hydraulic adjusting mechanism associated with a connecting rod and arranged at least one arranged in a connecting rod eye or in a crank eye of a connecting rod eccentric for setting at least one variable compression ratio of combustion in at least one cylinder of the reciprocating internal combustion engine via a change of includes effective length of the connecting rod by means of the adjusting mechanism.
  • VCR variable compression
  • Such a performed VCR system has the following disadvantages: a. During the adjustment, there is a large oil volume flow requirement for filling the just expanding support cylinder. To provide the comparatively large instantaneous volume flow, sufficiently large supply bores in the crankpin of the crankshaft and supply grooves in the connecting rod bearing are required. Especially the grooves in the connecting rod bearing weaken the bearing capacity. Conversely, this means that the adjustment speed must be severely limited in order to be able to supply the expanding support cylinder even with a small supply line system. b. Before the check valve, the supply pressure of the connecting rod bearing prevails. During filling of the expanding support cylinder, the flow of oil flowing through the check valve causes a pressure drop across the check valve.
  • the maximum value of the adjustment speed must be limited so far that the oil pressure after the check valve in the support cylinder is still above the vapor pressure of the oil to avoid cavitation. In executed constructions it has been shown that this cavitation criterion is effective earlier than the pulse criterion, ie the mechanical destruction as a result of the impact speed of the support cylinder at the mechanical end stop being too great. c. Once the system has reached its end position, an oil volume flow is removed from the supply system. This is the case, for example, when the left support piston shown in FIG. 1 has reached its end position at the bottom. Then continues to flow oil from the supply system coming through the check valve in the left support cylinder and from there via the 3/2-way valve in the crankcase. Object of the present invention is to enable a faster switching while reducing an influence on the oil balance of the engine.
  • a reciprocating internal combustion engine with a hydraulic adjusting mechanism, wherein the hydraulic adjusting mechanism is associated with a connecting rod and the hydraulic adjusting at least one arranged in a connecting rod eye or in a crank eye of a connecting rod eccentric for setting at least one variable compression ratio in at least one cylinder of the reciprocating internal combustion engine via a change an effective length of the connecting rod by means of the adjusting mechanism, wherein the adjusting mechanism comprises a first hydraulic cylinder with a first piston in a first fluid chamber and a second hydraulic cylinder with a second piston in a second fluid chamber, and the hydraulic cylinders are operated with a fluid and a setting of at least one variable compression ratio by means of a movement of at least the wherein the first and second fluid chambers are connected to a first fluid conduit for directly flowing the fluid between the first and second fluid chambers during movement of the first piston in the first hydraulic cylinder the first fluid line is arranged in the pleule.
  • the first fluid conduit is connected at one end to the first fluid chamber and at another end
  • the first fluid line is preferably generated by one or more holes, which allows a flow through the fluid.
  • at least a portion of the first fluid line can also be designed channel-shaped, wherein the channel runs along a parting plane of a component of the connecting rod.
  • a first half part of the component a first half and in a second half part, a second half of the channel may be arranged, which together can form a bore together.
  • this may be provided in a region adjacent to the crank bearing eye.
  • a valve system is arranged in the first fluid line, whereby a fluid flow in the first fluid line is interrupted.
  • the valve system may include, for example, a 3/2, a 3/3, a 4/2 or a 4/3-way valve.
  • a further embodiment provides, for example, that a fluid supply system is connected to the first fluid line, whereby upon movement of the first piston in the first hydraulic cylinder an additional required amount of fluid flows into the first fluid chamber and an excess amount of the fluid in the first fluid chamber in the first hydraulic cylinder flows into the fluid supply system and the fluid supply system comprises a fluid reservoir in which the excess amount of the fluid is collected and from which the additionally required amount of fluid is fed, the fluid supply system directly to the first fluid conduit or via a second fluid conduit is connected to the first fluid line, which is a connection between the first fluid line and the fluid supply system.
  • the fluid reservoir and in particular the fluid supply system are arranged in the connecting rod.
  • the first fluid line is to be used for a flow of fluid between the hydraulic cylinders and optionally additionally fluid from the fluid supply system.
  • the second fluid line is only provided for fluid from the fluid supply system.
  • first piston and the second piston have piston surfaces of different sizes and the first and the second hydraulic cylinders have correspondingly different cross sections.
  • a further embodiment provides that the first fluid line in the connecting rod has a first hydraulic resistance, by means of which the flowing back and forth of the fluid is throttled.
  • a speed can be limited when setting at least one variable compression ratio.
  • a diaphragm is used for this purpose. This allows to influence an adjustment speed.
  • a check valve is mounted in the first fluid conduit to limit the flow of fluid back and forth at a location in the first fluid conduit at which the check valve is located in one direction.
  • the first fluid line can have a plurality of partial strands, which can be either from the valve to one or the other hydraulic cylinder.
  • a characteristic of the hydraulic resistance can be described, for example, as follows: Limiting the eccentric twisting speed by means of a hydraulic resistance already has the advantage over, for example, a friction brake a speed-proportional braking effect.
  • a resistor both a throttle and a diaphragm and a combination of both can be used.
  • the use of a diaphragm has the advantage that the relationship between the volume flow and the pressure difference has only a very small temperature dependence. Thus, the influence of the oil temperature on the adjustment times is low.
  • the flow behavior of the route from the pressure-loaded support cylinder to the crank chamber or to the expanding support cylinder will be between the behavior of a pure throttle flow and a pure diaphragm flow.
  • the lowest possible temperature dependence can be achieved by throttling all lines to and from the resistor as far as possible, ie. be shown correspondingly large cable cross-sections.
  • a resistor designed as a pure diaphragm is by far the dominant resistance.
  • a representation of the hydraulic resistance is preferably as follows:
  • the hydraulic adjusting mechanism includes a system for a defined position detection of the hydraulic adjusting mechanism. In this way it can be determined whether, for example, a piston is in a certain position. It is possible, for example, to monitor an adjustment speed, for example by monitoring the travel or the speed of one of the pistons of the adjusting mechanism in the connecting rod. It is also possible to receive a rotation of the eccentric and close it to a position of a piston or other component of the adjustment. Also, a detection of a stopper may be provided, wherein a position is determined by the stopper. For this purpose, an end position of a component of the adjusting mechanism is preferably used.
  • the hydraulic adjusting mechanism has a defined position. By this is meant that it is verifiable that the adjustment mechanism is in a defined position. In this way, for example, a malposition can be determined. It is also possible, for example, to ascertain a different deviation, for example due to faulty switching, such as, for example, no switching, due to wear or other influences. For example, a readjustment or readjustment may be possible, for example, a deviation should be determined. The deviation can be detected based on an adjustment mechanism of a connecting rod. However, it is also possible to compare the positions, the states and, in particular, the deviation from hydraulic adjustment mechanisms of various connecting rods. This allows, for example, to monitor that all adjustment mechanisms are in the same position.
  • Defective positions of one or more adjustment mechanisms can then be corrected.
  • One embodiment provides, for example, that all adjustment mechanisms of all con rods are driven equal. This means that, for example, all connecting rods are adjusted in their effective length the same.
  • Another embodiment provides, for example, that different connecting rods have different effective lengths. Thus, for example, in the case of cylinder deactivation, only the actuation of the active cylinders takes place, while the non-active, deactivated cylinders continue to operate without changing an effective length of the connecting rods assigned to them. Also can be provided to secure the same position and thus the same effective length for all connecting rods a reset position.
  • a reset Positioning be triggered, drive at least one or more adjustment mechanisms in a defined position and from there an adjustment can be defined redefined predictable.
  • the reciprocating internal combustion engine at each connecting rod a switching system for the adjusting mechanism, preferably arranged in the form of a valve system, which is located in the region of Hublagerauges on an outer side of the connecting rod, so that the switching system, for example in the form of the valve system are actuated from the outside of the connecting rod can.
  • the switching system may be arranged at a different position.
  • a position for in-line engines, boxer engines, V-engines and concomitantly the position of the connecting rods relative to the oil sump lead to different arrange- ments of the adjusting mechanism, in particular with regard to saving space.
  • a method of varying an adjustable compression ratio in a cylinder of a reciprocating internal combustion engine by operating a hydraulic adjusting mechanism is proposed, wherein the adjusting mechanism is associated with a connecting rod of a reciprocating internal combustion engine is, and the connecting rod at one end a Hublagerauge and at another end comprises a Pleuellagerauge, wherein in the Hublager- or connecting rod eye an eccentric mounted there rotates, provided a first piston in a first hydraulic cylinder and to a second piston in opposite directions move a second hydraulic cylinder, wherein an effective length of the connecting rod is changed, and in the connecting rod the adjustment of the eccentric causing movement of the piston via a Fluidü- overflow through a first fluid line from the first hydraulic cylinder takes place directly in the second hydraulic cylinder.
  • an overflow of the fluid from the first hydraulic cylinder into the second hydraulic cylinder takes place via the first fluid line, wherein this overflow is interrupted by means of a valve system. Furthermore, it can be provided that an excess of the fluid in the first fluid line flows into a fluid supply system and an additional requirement of the fluid in the first fluid line is fed from the fluid supply system.
  • the adjusting mechanism is moved to a defined position, for example to use this for a motor control as a starting position for an adjustment of the VCR mechanism.
  • Figure 1 is a schematic representation of a hydraulic freewheel, as it is previously known from DE 10 2005 055 199;
  • Figure 4 shows a hydraulic freewheel with 4/2-way valve with internal oil transfer
  • Figure 5 is a hydraulic freewheel with 4/3-way valve with internal oil transfer
  • Figure 11 to Figure 14 shows an exemplary embodiment of a system with 3/2
  • FIG. 15 to FIG. 17 an adjustment of a connecting rod length
  • FIG. 18 shows a design example with different dimensions of
  • FIGS. 19 and 20 show further details of an adaptation to a specific direction of rotation as well as to the construction of an eccentric
  • FIGS. 21 to 28 show an example of a construction of a connecting rod with various components
  • FIG. 29 shows a hydraulic freewheel with a 4/2-way valve with partial internal oil transfer for an adjustment to a low compression
  • FIG. 30 shows a hydraulic freewheel with a 4/2-way valve with partial internal oil transfer for an adjustment to a high compression
  • FIG. 31 shows an embodiment of a system with a 3/2 directional control valve without internal oil transfer
  • FIG. 32 shows a sectional view of the system shown in FIG. 31,
  • FIG. 33 shows details of the diaphragm illustrated in FIG. 31 and FIG.
  • FIG. 34 shows an embodiment with a 3/2-way valve and internal oil transfer in a front and side view
  • FIG. 35 shows a sectional view of the example shown in FIG. 34
  • FIGS. 36 to 40 show a hydraulic circuit in a hydraulic module with various details
  • FIGS. 41 to 45 show an embodiment of a connecting rod in various views
  • Figure 46 to 50 different ways to pump oil from a crankshaft into a connecting rod
  • FIG. 51 shows the arrangement of a rechargeable battery
  • FIG. 55 a connecting rod in a reciprocating internal combustion engine
  • Figure 56 is a hydraulic schematic of an adjustment mechanism
  • Figure 57 a connecting rod with adjusting mechanism.
  • Fig. 1 shows a hydraulic freewheel with 3/2-way valve, as it is known from DE 10 2005 055 199.
  • the left support piston 2 can dip.
  • the displaced oil from this cylinder passes through the valve 3 in the crank chamber 4.
  • the increasing support cylinder 5 sucks fresh oil from the supply nut 6 via the check valve 7 a.
  • VCR system may be subject to problems during operation, as detailed above.
  • Fig. 2 shows a hydraulic diagram 8 with 3/2-way valve 9 and internal oil transfer 10.
  • the displaced amount of oil is used to fill the expanding support cylinder 1 1.
  • Excess oil passes through the lubrication gap of the connecting rod bearing in the crankcase. Additionally required oil is conveyed through the supply groove 12.
  • the advantage of this internal oil transfer 10 is that the oil budget of the engine is less burdened.
  • the supply groove 12 can be made smaller in this case.
  • the disadvantage of this internal oil transfer is that eventually sucked in air longer in the VCR connecting rod and is pushed when switching from one to the other support cylinder, instead of being replaced by fresh oil. That can however be counteracted by suitable ventilation. Even with this arrangement, there are two stable compression levels.
  • FIG. 3 shows a hydraulic freewheel 13 with a 3/3-way valve 14 with internal oil transfer 10.
  • a further state can be represented, namely the state "eccentric In this way, intermediate positions can also be held in.
  • Such an arrangement with internal oil transfer is shown in Figure 3.
  • the internal oil transfer proposed here can significantly reduce the limitation of the adjustment speed for a given delivery capacity of the supply system, thus enabling a significantly higher adjustment speed It may be useful to limit the adjustment speeds in the respective directions to different degrees, for example by means of a hydraulic resistance, for example a diaphragm
  • FIG. 4 shows an arrangement with a 4/2-way valve 15. Cavitation does not have to be considered at all. In principle, even higher adjustment speeds can be achieved. The displaced oil is thereby pushed directly into each expanding cylinder 16. The prerequisite for such an interconnection is that the displaced volume flow must at all times also correspond to the sucked-in volume flow. This is not readily possible with the VCR connecting rod considered here. In systems with rotary pistons, however, this requirement can be met very well. To compensate for leakage, both support cylinders, each with a check valve 17, are additionally connected to the supply system. concluded. The supply system thus only has to compensate for leakage and can be correspondingly small in size.
  • Figure 5 shows a hydraulic freewheel with 4/3-way valve 18.
  • a 4/3-way valve instead of a 4/2-way valve and a blockage of the eccentric can be realized, as shown in Figure 5.
  • FIGS. 6 and 7 show two possible arrangements of such resistors 31, 32, 33, each without internal oil transfer when using a 3/2 or 3/3-way valve 19, 20.
  • a resistor is introduced in each outflow line, with a common resistor being used in the other arrangement.
  • the adjustment directions can be limited separately in their speed.
  • 35 with internal oil transfer can also be two resistors 36, 37 or only one resistor 38 are used, as shown in Figure 8 and Figure 9.
  • FIG. 10 again shows systems with 4/3-way or 4/2-way valve 39.
  • two resistors 23, 24 are required, which can be positioned as shown in FIG .
  • the check valves 21, 22 in turn allow a direct, internal oil supply from one cylinder to another.
  • the cylinders may have different diameters.
  • FIGS. 11 to 14 show an embodiment of a system with a 3/2-way valve and internal oil transfer.
  • the 3/2-way valve function is realized via two 2/2-way valves 40, 41, 42, which are alternately opened or closed.
  • the outflow line 44 coming from the support cylinder there is a resistor.
  • the poppet valves are opened or closed via a tap element, wherein the check valves 43, 45 are arranged on the poppet valves. In Figure 14, the position of the supply groove 45 is shown.
  • FIGS . 15 to 17 again show the adjustment of the effective connecting rod length l efT , which results from the geometry of the length I and the eccentricity e, and the change of the compression ratio, which results from l 0 and l eff , as well as an exemplary embodiment of FIG Eccentricity e.
  • a position ⁇ of the eccentric can be monitored by a sensor S, for example. This makes it possible to determine which compression is present.
  • the end stop, ⁇ -max or ⁇ -min can be used to allow detection of the position of the adjusting device. The signals recorded in this way can then be supplied by the sensor S to a motor control CPU, which is indicated here only schematically.
  • These figures 15 to 17 also show by way of example how the connecting rod 49 acts with the stud bolt 46 in the eccentric 47, which are arranged in the connecting rod eye, wherein an end stop 48 limits the eccentric adjustment.
  • FIG. 18 shows a design example in which the different dimensions of support pistons 50, 51 and / or support rods 52, 53 emerge, as well as support cylinders 56, 57 with different sized base surfaces. Also, a different lever arm length 54, 55 on the support lever 58 allows. This allows the system to be adapted to the main direction of rotation of the engine by, for example, allowing for different amounts of oil to be displaced and / or adjusting speeds. This difference is deliberately desired, as will be explained below with reference to FIG. 31.
  • Figures 19 and 20 show further details of the adaptation to a particular direction of rotation as well as to the structure of the eccentric or the oil supply via the bearing rings 59, which may be present, for example, shared for the eccentric.
  • FIG. 21 to 28 show an example of the construction of a connecting rod with various components, which allows switching of the hydraulic adjusting mechanism by a switching system on an outer edge portion of the connecting rod from the outside.
  • Figures 29 and 30 show a further arrangement, wherein an internal oil transfer takes place only in one switching direction. The oil is preferably fed back to the feed system when switching to low compression, according to FIG. 29.
  • This switching direction should be particularly fast to avoid knocking.
  • Figure 29 When adjusting towards low compression, Figure 29; It is particularly advantageous to greatly restrict the oil flow with a resistance, since a high force acts.
  • the displaced oil When adjusting in the other direction, ie toward high compression according to Figure 30, the displaced oil, however, can flow through an opening, for example in the crank chamber 65 or in a manifold.
  • the adjustment to high compression can be designed to run slower, since not the risk of knocking care must be taken. Furthermore, a smaller force acts.
  • oil regeneration may be provided.
  • the displaced amount of oil that flows out, for example, into the crankcase or a manifold is replaced by a different amount of oil.
  • An oil exchange is particularly favorable, for example, when bubbles form.
  • a possible embodiment of a system with 3/2-way valve without internal oil transfer is shown.
  • This illustrative example serves to illustrate how a system without internal oil transfer works.
  • the mass-force-side support cylinder 66 and the gas-power-side support cylinder 67 deliberately have different diameters.
  • the left cylinder supports the eccentric moment caused by the gas force. It is referred to as gas-side support cylinder 67.
  • the right cylinder supports the eccentric moment. This arises as a result of the mass force acting during the gas exchange phase. Therefore, the right cylinder is referred to as the mass-force side support cylinder 66.
  • the maximum gas force is usually greater than the maximum mass force. Due to these differences in diameter, it is now achieved that the resulting maximum maldgure in the support cylinders are as equal as possible.
  • the eccentric 68 is adjusted by the lever 69, which is adjusted via the support cylinder.
  • FIG. 32 shows a sectional view of the same exemplary embodiment as in FIG. 31.
  • the eccentric 76 is mounted in bearing rings 70, preferably made of a bronze material, in the connecting rod eye with the lever 77.
  • the bearing rings 70 are provided, for example, with a wear-resistant thrust washer 71, since an upper guide is provided in the piston here.
  • the top guide here has the advantage that the tap surface 72 is as accurate as possible to the crankcase and thus for mechanical actuation.
  • the valve body 73 is aligned parallel to the pins and is located below the small
  • valve body Connecting rod. Front side of this valve body is provided, for example with dome-like Abgriffs vom 72. To switch the valve, these tips are brought into operative connection with a cam.
  • the valve body can assume two defined positions. Between these positions there is a travel distance of about 4 mm.
  • the valve body 73 is pressed by a latching 74, which has a ball, a spring and a corresponding contouring of the valve body in its end position. The travel of the valve body 73 is limited by a limiter 75.
  • the valve is designed here as a slide valve.
  • the valve body has control edges, which opens or closes one of the two supply bores and thus enables the flow of oil through the supply line from the mass force cylinder 130 or the supply line from the gas power cylinder 131, wherein a diaphragm 132 is arranged behind the valve.
  • the eccentric 76 is adjusted via the lever 77.
  • FIG. 33 shows a section from FIG. 32.
  • Escaping oil 133 flows out of the respectively open inlet bore. This occurs during adjustment by means of an aperture integrated in the limiter.
  • the oil 78 flowing through the orifice, as well as the lubricating oil booster for the piston pin bearing 79, are shown. Between an upper end surface of the limiter and the lever, a gap is formed, through which the oil can finally flow, for example, in the crankcase. On the other hand, part of the oil flows through a lubricating oil hole to the piston pin bearing 79.
  • FIG 34 shows an embodiment with a 3/2-way valve and an internal oil transfer.
  • the valve 80 is located in a separate hydraulic module 81, which is connected via the connecting rod connection with the connecting rod bearing cap.
  • the bore system can be significantly simplified in the connecting rod.
  • Another exemplary feature of the embodiment shown is the direct mounting of the eccentric 82 in the small pleu- lye without bearing rings.
  • the eccentric 82 is inserted axially during assembly from one side.
  • the two eccentric bearings are provided with different diameters.
  • the connecting rod is guided at the bottom of the crank pin in order to achieve an exact alignment for the actuation.
  • the eccentric 82 is preferably provided with a "diamond-like carbon" coating
  • bores are axially introduced in the eccentric by way of example, and the area around the small connecting rod eye is designed in an exemplary trapezoidal manner.
  • FIG. 35 shows the embodiment according to FIG. 34 in section.
  • the connecting lines 84 between the mass-force-side support cylinder 86, the gas-powered support cylinder 87 and the separate hydraulic module 81 use the annular gap around the connecting-rod screws to transfer oil via the separating surface between the connecting rod upper and lower part.
  • a particularly preferred variant is equipped with blind holes for the Pleuelverschraubung.
  • the compensation line 90 connects the ⁇ lmakerssnut 85 in the connecting rod bearing with the hydraulic module. During an adjustment towards low compression, excess oil flows into the oil supply groove in the connecting rod bearing. In the other adjustment additionally required oil is sucked.
  • the check valves 91 are located in the pleu- upper part and can be axially secured by the hydraulic module.
  • FIGS. 36 to 40 show the hydraulic connection in the hydraulic module.
  • the connection lines 93 and the compensation line 94 are represented by grooves in the hydraulic module 95.
  • the apertures 92 are represented by stepped holes.
  • the detent 97 and the limiter 98 which are attached to the valve body 96 protrude.
  • Figure 41 to Figure 45 show an embodiment of a connecting rod, which is used for example in commercial vehicles.
  • the embodiment has a 3/2-way valve and an internal oil transfer.
  • the 3/2-way valve function is realized according to this example via two 2/2-way valves 99, which are designed as a seat valve. These are mutually opened or closed by means of a plunger 100.
  • This is shown in Figure 42, in Figure 43 and Figure 44 in section.
  • the 2/2-way valves are followed by a check valve.
  • the connection line 104 is closed the support cylinders out. This leads over the Pleuelverschraubung, which has a sleeve which is sealed by means of O-Rrngen.
  • the supply groove 105 and the compensation line 106 are shown.
  • the 2/2-way valves 99 have a ball valve, which is pressed to show the "open position" by a plunger 100.
  • the 2/2-way valves 99 is followed by a diaphragm 107.
  • the limiter 108 and the detent 109 is the position of the tapping member 101 is secured by a spring, the plunger 100 is pressed radially against an opening ramp 102 reconditioned on the tapping element 101.
  • This spring is to be dimensioned so that an opening by centrifugal force is prevented. whereby, for example, the flow of oil can be throttled differently
  • Figure 45 shows the side view of the example shown.
  • Figures 46 to 50 show various ways of conveying oil from the crankshaft to the connecting rod, with an oil supply groove and a fluid supply system.
  • the fluid supply system may be an accumulator, furthermore it may comprise a fluid reservoir.
  • FIGS. 46 to 50 each show an upper bearing shell 122 and a lower bearing shell 123 with different configurations of a supply groove 110, a supply bore 111 and a transfer window 1 12 for the oil flow. The oil flow is shown by arrows in FIGS. 46 to 50 in each case by way of example.
  • a 360 ° circumferential supply groove 110 in the connecting rod bearing and only one exit point of a supply bore 111 is shown on the Hubzapfenober Structure.
  • the supply groove 110 is supplied with fresh oil at any time and it can be ensured by the transfer window 112, a constant flow of oil.
  • an oil requirement in the connecting rod can be covered here.
  • a 180 ° supply groove is shown, preferably in the lower bearing shell and a hole passing through the Hubzapfenmitte. This can also be covered at any time an oil requirement in the connecting rod.
  • the 180 ° supply groove can be rotated arbitrarily on the circumference.
  • an angular alignment is preferably selected such that the groove lies in a region that is as lightly loaded as possible.
  • Fig. 49 two 90 ° grooves are shown, which are preferably aligned symmetrically to the separating surface, as well as two supply holes, wherein the one bore of the other bore leads by 90 °. This can also be covered at any time an oil requirement in the connecting rod.
  • the two grooves can be rotated arbitrarily on the circumference, as long as the distance between the grooves is equal to the length of a single groove.
  • an angular orientation is preferably selected, which is also in a low-loaded area as possible.
  • the variant of FIG. 48 contains only one groove and one supply bore.
  • an oil requirement in the connecting rod can only be covered over a certain crank angle range.
  • a minimum required angular extent of the groove in the connecting rod bearing can be constructed. The problem with this is that the phase during which there is an oil requirement changes with the operating point of the engine, ie is not constant.
  • FIG. 51 shows a hydraulic diagram 125, which is supplemented by a fluid supply system 124.
  • the fluid supply system 124 comprises a fluid reservoir 113, which is embodied by way of example as an accumulator.
  • Fluid reservoir 113 ensures a continuous supply of oil to the hydraulic system.
  • Fluid reservoir 113 is located between the transfer window in the connecting rod bearing and the hydraulic system.
  • the accumulator shown here by way of example is preferably arranged parallel to the crankshaft axis because of the moments of inertia.
  • the gas-side supporting piston emerges in a straight line, so that there is an oil requirement.
  • the exit of the supply hole in the crank pin is not yet above the transfer window.
  • the oil requirement is covered by the accumulator by the spring 114 of the accumulator displaces a piston 115, which displaces an oil volume accordingly. If the supply hole is above the transfer window, the accumulator is replenished.
  • the axis of the accumulator piston is aligned parallel to the crankshaft axis, so that the forces acting on the accumulator piston inertial forces are perpendicular to the piston axis and thus do not affect the spring force.
  • the voltage applied to the connecting rod oil pressure is preferably between 3 to 8 bar.
  • the accumulator ensures that no pressure drop occurs, otherwise oil escapes from the lubrication gap and leads to component damage or even to the intake of air.
  • the accumulator may, for example, as shown in Figure 52 as a spring, with spring 116 and piston 117, and / or as in Figure 53 as bladder accumulator, ie with membrane 118 and gas filling 119, executed.
  • Another approach according to Figure 54 are gas-filled Kugeini 20, which are separated by means of an oil-permeable screen 121 from the oil space.
  • FIG. 55 shows by way of example a connecting rod 203 which is arranged in a reciprocating internal combustion engine 201 with a cylinder 224 and a piston 254.
  • the reciprocating internal combustion engine 201, the piston 254 and the cylinder 224 are shown here only schematically.
  • An effective length of the connecting rod l e ⁇ r is changed by actuation of the adjusting mechanism 202. This change in the effective length l eff of the connecting rod causes a change in the stroke of the piston 254 and thus a change in the compression ratio.
  • FIG. 56 shows a hydraulic diagram 250, which has a first hydraulic cylinder 208 with a first piston 209 and a first fluid chamber 210.
  • the first fluid chamber 210 is filled with a fluid 21.
  • the first fluid line 215 can be interrupted by a valve system 216.
  • the valve system has the function of a 3/2-way valve as an example.
  • a check valve 220 limits the direction of the fluid flow 217 in the first fluid passage 215 in one direction, and a first resistor 219 disposed in, for example, the first fluid passage 215 limits the speed at which the first hydraulic cylinder 208 decreases.
  • the hydraulic scheme 250 further includes a fluid supply system 226 with fluid reservoir 227.
  • Excess fluid may be collected and stored, for example, in the fluid reservoir 227 and returned to the fluid flow 217 from the fluid reservoir 227.
  • the fluid supply system 226 may, for example, be connected directly to the first fluid line 215, or the fluid supply system 226 may be connected to the first fluid line 215, for example via a second fluid line 218. It is also possible, for example, that the second fluid line
  • a fluid 214 from a first hydraulic cylinder 208 can either flow directly into a second hydraulic cylinder 211 and / or an excess or additionally required fluid can be compensated by the fluid supply system 226.
  • FIG. 57 shows a connecting rod 203 in section with an adjusting mechanism 202, wherein the adjusting mechanism 202 may, for example, also comprise a hydraulic circuit according to the hydraulic diagram 250 from FIG. 56.
  • the connecting rod has a connecting rod eye 204 with an eccentric 206.
  • a possible system for a defined position detection 221 is sketched here by way of example at the connecting-rod bearing eye, with which, for example, a defined position 222 of the adjusting mechanism can be approached and / or detected.
  • the fluid conduit 225 in this example extends within the connecting rod 203.
  • the fluid conduit uses the connecting rod fittings and connects the hydraulic cylinders of the adjustment mechanism.
  • a possible fluid flow is shown here by way of example with arrows.
  • valve system 253 can be interrupted by a valve system 253.
  • a valve system 253 is arranged in this example on the outer side 223 of the connecting rod in the region of the stroke bearing 205.
  • the proposed features as well as the proposed method can be used in other applications such as a piston or a crankshaft, for example, according to a further development, which can also be pursued as an independent idea.

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Abstract

Hubkolbenbrennkraftmaschine mit einem hydraulischem Verstellmechanismus, der einem Pleuel zugeordnet ist und der zumindest einen in einem Pleuellagerauge oder in einem Hublagerauge eines Pleuels angeordneten Exzenter zum Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis in mindestens einem Zylinder der Hubkolbenbrennkraftmaschine über eine Änderung einer effektiven Länge des Pleuels mittels des Verstellmechanismus umfasst, wobei der Verstellmechanismus einen ersten Hydraulikzylinder mit einem ersten Kolben in einer ersten Fluidkammer und einen zweiten Hydraulikzylinder mit einem zweiten Kolben in einer zweiten Fluidkammer umfasst, und die Hydraulikzylinder mit einem Fluid betrieben werden und eine Einstellung von mindestens dem einen variablen Verdichtungsverhältnis mittels einer Bewegung von mindestens dem ersten Kolben in dem ersten Hydraulikzylinder erfolgt, wobei die erste und die zweite Fluidkammer mit einer ersten Fluidleitung für ein direktes Hin- oder Herströmen des Fluids zwischen der ersten und der zweiten Fluidkammer während der Bewegung des ersten Kolbens im ersten Hydraulikzylinder verbunden sind, wobei die erste Fluidleitung im Pleuel angeordnet ist. Des Weiteren wird ein Verfahren zum Ändern der effektiven Länge eines Pleuels vorgeschlagen.

Description

Hydraulischer Freilauf für variable Triebwerksteile
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit einem hydraulischem Verstellmechanismus, der einem Pleuel zugeordnet ist und der zumindest einen in einem Pleuellagerauge oder in einem Hublagerauge eines Pleuels angeordneten Exzenter zum Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis einer Verbrennung in mindestens einem Zylinder der Hubkolbenbrennkraftmaschine über eine Änderung einer effektiven Länge des Pleuels mittels des Verstellmechanismus umfasst. Aus dem Stand der Technik sind verschiedene technische Wege bekannt, um ein variables Verdichtungsverhältnis. Unter Einsatz von variabel verstellbaren Triebwerkskomponenten werden insbesondere folgende Möglichkeiten beschrieben:
Pleuel mit variabler Länge,
Kolben mit variabler Kompressionshöhe, und
Kurbelwellen mit variablem Kurbelradius.
Alle diese technischen Mittel zielen unter anderem darauf ab, eine variable Verdichtung darzustellen. Zur Variation der kinematisch wirksamen Längen des Triebwerkes Pleuellänge, Kompressionshöhe oder Kurbelradius sind sowohl teleskopartige Elemente als auch exzentrische Lagerungen bekannt. Zum Teil wird bei einigen Lösungen das Wirkprinzip„Nutzung der Triebwerkskräfte zur Verstellung" angewendet. Dabei werden die an der exzentrischen Lagerung oder an einem Teleskopelement wirkenden Kräfte zur Verstellung genutzt. Die Verstellung in eine gewünschte Position soll dabei einerseits möglichst schnell andererseits aber ohne Schädigung und nennenswerte Geräuschentwicklung ablaufen. In experimentellen Untersuchungen hat sich gezeigt, dass eine Verstellung von einer zur anderen Endstellung beispielsweise eines Exzenters im kleinen Pleuelauge zwar innerhalb eines Arbeitsspieles darstellbar ist, es aber bei Erreichen eines mechanischen Endanschlages zu Schädigung der Bauteile kommt. In Konsequenz dessen, muss der Verstellvorgang abgebremst werden und erstreckt sich dadurch über mehrere Arbeitsspiele hinweg, was man als Mehrzyklusprinzip bezeichnen kann. Dies wiederum bedarf einer Vorrichtung die eine ungewollte Rückversteilung verhindert, also einen Freilauf wobei die Freilaufrichtung umschaltbar sein muss. Dieser umschaltbare Freilauf kann durch ein Hydrauliksystem realisiert werden. Den bekannten Systemen zur Darstellung eines solchen umschaltbaren hydraulischen Freilaufes ist gemeinsam, dass es zwei Stützkammern gibt, welche die Kräfte bzw. Momente abstützen können und die unerwünschte Rückversteilung verhin-
BESTÄTIGUNGSKOPIE dem. Diese Stützkammern können als Hubkolben oder als Drehkolben ausgestaltet werden. Aus der DE 10 2005 055 199 ist ein längenvariables Pleuel beschrieben zur Darstellung einer variablen Verdichtung, abgekürzt VCR. Die Umschaltung der Freilaufrichtung erfolgt dabei durch wechselseitiges Öffnen bzw. Verschließen zweier Stützzylinder, wobei zur Steuerung des austretenden ölflusses ein 3/2-Wegeventil eingesetzt wird. Dieses wird in den nachfolgenden Figuren anhand der Figur 1 näher erläutert, die das Hydraulikschaltschema zeigt, wie es bei der DE 10 2005 055 199 zum Einsatz kommt. Im Übrigen wird auf den Inhalt dieser Druckschrift verwiesen, um den grundsätzlichen Aufbau eines VCR-Mechanismus zu zeigen.
Ein derart ausgeführtes VCR-System weist folgende Nachteile auf: a. Während der Verstellung besteht ein großer Ölvolumenstrombedarf zur Befüllung des gerade expandierenden Stützzylinders. Zur Bereitstellung des vergleichsweise gro- ßen Momentanvolumenstromes bedarf es ausreichend groß dimensionierter Versorgungsbohrungen im Hubzapfen der Kurbelwelle sowie Versorgungsnuten im Pleuellager. Besonders die Nuten im Pleuellager schwächen die Lagertragfähigkeit. Im Umkehrschluss bedeutet dies, dass die Verstellgeschwindigkeit stark limitiert werden muss, um den expandierenden Stützzylinder auch mit einem kleinen Versorgungsleitungssystem noch si- eher versorgen zu können. b. Vor dem Rückschlagventil herrscht der Versorgungsdruck des Pleuellagers. Während des Befüllens des expandierenden Stützzylinders ruft der durch das Rückschlagventil strömende Ölvolumenstrom einen Druckabfall über dem Rückschlagventil hervor. Der Maximalwert der Verstellgeschwindigkeit muss dabei soweit begrenzt werden, dass der Öldruck nach dem Rückschlagventil in dem Stützzylinder noch oberhalb des Dampfdruckes des Öls liegt, um Kavitation zu vermeiden. In ausgeführten Konstruktionen hat sich gezeigt, dass dieses Kavitationskriterium bereits früher wirksam wird als das Impulskriterium, also die mechanische Zerstörung infolge zu großer Auftreffgeschwindigkeit des Stützzylinders am mechanischen Endanschlag. c. Hat das System seine Endstellung eingenommen, wird weiterhin ein Ölvolumenstrom aus dem Versorgungssystem entnommen. Dies ist zum Beispiel der Fall, wenn der in Figur 1 dargestellte linke Stützkolben seine Endstellung unten erreicht hat. Dann strömt weiterhin öl vom Versorgungssystem kommend durch das Rückschlagventil in den linken Stützzylinder und von dort aus über das 3/2-Wegeventil in den Kurbelraum. Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine schnellere Umschaltung zu ermöglichen und dabei einen Einfluss auf den Ölhaushalt des Motors zu verringern.
Diese Aufgabe wird mit einer Hubkolbenmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 wie auch mit einem Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 10 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen gehen aus den nachfolgenden Unteransprüchen hervor. Die aus den einzelnen Unteransprüchen hervorgehenden Merkmale sind jedoch nicht auf die einzelnen Ausgestaltungen beschränkt. Vielmehr können ein oder mehrere Merkmale aus den Haupt- wie auch aus den Unteransprüchen durch ein oder mehrere Merkmale aus der nachfolgenden Beschreibung präzisiert, oder auch ausgetauscht werden. Insbesondere sind die vorliegenden Ansprüche nur als ein erster Versuch aufzufassen, die Erfindung in Worte zu fassen, ohne aber damit die Erfindung beschränken zu wollen. Auch können ein oder mehrere Merkmale aus verschiedenen Ausgestaltungen zu weiteren Weiterbildungen verknüpft werden.
Es wird vorgeschlagen, eine interne Ölrückführung im Pleuel zwischen den Hydraulikzylinders des Verstellmechanismus vorzusehen. Bevorzugt wird über ein ansteuerbares Ventil bzw. eine Ventilschaltung in dieser internen Ölrückführung ein Überströmen von einem zum anderen Hydraulikzylinder ermöglicht.
Die oben genannten Nachteile können vermieden bzw. verringert werden, wenn das aus dem Ventil bzw. der Ventilschaltung, zum Beispiel einem 3/2-Wegeventil austretende Öl nicht in den Kurbelraum entlassen, sondern wieder dem Versorgungssystem zugeführt wird. In diesem Zusammenhang soll der Begriff der internen Ölübergabe hierfür eingeführt werden.
Vorgeschlagen wird eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit einem hydraulischem Verstellmechanismus, wobei dem hydraulischen Verstellmechanismus ein Pleuel zugeordnet ist und der hydraulische Verstellmechanismus zumindest einen in einem Pleuellagerauge oder in einem Hublagerauge eines Pleuels angeordneten Exzenter zum Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis in mindestens einem Zylinder der Hubkolbenbrennkraftmaschine über eine Änderung einer effektiven Länge des Pleuels mittels des Verstellmechanismus umfasst, wobei der Verstellmechanismus einen ersten Hydraulikzylinder mit einem ersten Kolben in einer ersten Fluidkammer und einen zweiten Hydraulikzylinder mit einem zweiten Kolben in einer zweiten Fluidkammer umfasst, und die Hydraulikzylinder mit einem Fluid betrieben werden und eine Einstellung von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis mittels einer Bewegung von mindestens dem ersten Kolben in dem ersten Hydraulikzylinder erfolgt, wobei die erste und die zweite Flu- idkammer mit einer ersten Fluidleitung für ein direktes Hin- oder Herströmen des Fluids zwischen der ersten und der zweiten Fluidkammer während der Bewegung des ersten Kolbens im ersten Hydraulikzylinder verbunden sind, wobei die erste Fluidleitung im Pleu- el angeordnet ist. Gemäß einer Ausgestaltung ist die die erste Fluidleitung an einem Ende mit der ersten Fluidkammer und an einem anderen Ende mit der zweiten Fluidkammer verbunden ist.
Die erste Fluidleitung wird bevorzugt durch ein oder mehrere Bohrungen erzeugt, die ein Durchströmen des Fluids ermöglicht. Hierbei kann zumindest ein Abschnitt der ersten Fluidleitung auch kanalförmig gestaltet sein, wobei der Kanal entlang einer Trennebene eines Bauteils des Pleuels verläuft. So kann in einem ersten Halbteil des Bauteils eine erste Hälfte und in einem zweiten Halbteil eine zweite Hälfte des Kanals angeordnet sein, die zusammen aufeinanderliegend eine Bohrung bilden können. So kann dieses zum Bei- spiel in einem Bereich angrenzend zum Hublagerauge vorgesehen sein.
Bevorzugt ist ein Ventilsystem in der ersten Fluidleitung angeordnet, womit ein Fluidstrom in der ersten Fluidleitung unterbrochen wird. Das Ventilsystem kann beispielweise ein 3/2- , ein 3/3-, ein 4/2 oder auch ein 4/3-Wegeventil umfassen.
Eine weitere Ausgestaltung sieht beispielweise vor, dass ein Fluidversorgungssystem an die erste Fluidleitung angeschlossen ist, wodurch bei einer Bewegung des ersten Kolbens in dem ersten Hydraulikzylinder eine zusätzlich benötigte Menge des Fluids in die erste Fluidkammer nachströmt und eine überschüssige Menge des Fluids in der ersten Fluid- kammer in dem ersten Hydraulikzylinder in das Fluidversorgungssystem hineinströmt und das Fluidversorgungssystem ein Fluidreservoir umfasst, in dem die überschüssige Menge des Fluids aufgefangen wird und aus dem die zusätzlich benötigte Menge des Fluids gespeist wird, wobei das Fluidversorgungssystem direkt an die erste Fluidleitung oder über eine zweite Fluidleitung an die erste Fluidleitung angeschlossen wird, welche eine Verbin- dung zwischen der ersten Fluidleitung und dem Fluidversorgungssystem ist.
Das Fluidreservoir und insbesondere das Fluidversorgungssystem sind in dem Pleuel angeordnet. Die erste Fluidleitung ist für ein Hin- oder Herströmen von Fluid zwischen den Hydraulikzylindern und ggf. zusätzlich Fluid aus dem Fluidversorgungssystem heranzuziehen. Die zweite Fluidleitung ist hingegen nur für Fluid aus dem Fluidversorgungssystem vorgesehen.
Des Weiteren wird eine Hubkolbenbrennkraftmachine vorgeschlagen, bei der der erste Kolben und der zweite Kolben unterschiedlich große Kolbenflächen und der erste und der zweite Hydraulikzylinder entsprechend unterschiedlich große Querschnitte aufweisen.
Eine weitere Ausgestaltung sieht vor, dass die erste Fluidleitung im Pleuel einen ersten hydraulischen Widerstand aufweist, durch den das Hin- oder Herströmen des Fluids ge- drosselt wird. Beispielweise kann so eine Geschwindigkeit beim Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis begrenzt werden. Bevorzugt wird hierfür eine Blende eingesetzt. Dieses erlaubt, eine Verstellgeschwindigkeit beeinflussen zu können.
Beispielsweise ist ein Rückschlagventil in der ersten Fluidleitung angebracht ist, um das Hin- oder Herströmen des Fluids an einer Stelle in der ersten Fluidleitung, an der das Rückschlagventil angeordnet ist, auf eine Richtung zu beschränken. Dadurch kann die erste Fluidleitung mehrere Teilstränge aufweisen, die jeweils vom Ventil aus entweder zu dem einem oder dem anderen Hydraulikzylinder Eine Charakteristik des hydraulischen Widerstandes lässt sich beispielweise wie folgt beschreiben: Eine Begrenzung der Exzenterverdrehgeschwindigkeit mittels eines hydraulischen Widerstandes hat gegenüber beispielsweise einer Reibungsbremse bereits den Vorteil einer geschwindigkeitsproportionalen Bremswirkung. Als Widerstand kann sowohl eine Drossel als auch eine Blende sowie eine Kombination aus Beidem eingesetzt wer- den. Die Verwendung einer Blende hat den Vorteil, dass der Zusammenhang zwischen Volumenstrom und Druckdifferenz eine nur sehr geringe Temperaturabhängigkeit aufweist. Damit ist auch der Einfluss der Öltemperatur auf die Verstellzeiten gering. In einem ausgeführten System wird das Durchflussverhalten der Strecke vom druckbelasteten Stützzylinder bis zum Kurbelraum bzw. bis zum expandierenden Stützzylinder zwischen den Verhalten einer reinen Drosselströmung und einer reinen Blendenströmung liegen. Eine möglichst geringe Temperaturabhängigkeit kann dadurch erreicht werden, dass alle Leitungen zum und vom Widerstand möglichst weit entdrosselt werden, d.h. entsprechend großen Leitungsquerschnitten dargestellt werden. Damit stellt ein als reine Blende ausgeführter Widerstand den mit Abstand dominierenden Widerstand dar.
Eine Darstellung des hydraulischen Widerstandes erfolgt bevorzugt wie folgt als:
gestufte Bohrung, separater Einsatz gesteckt, eingepresst oder eingeschraubt, und/oder
in anderen Teilen integriert z.B. in Teilen des Wegeventils.
Bevorzugt ist, wenn der hydraulische Verstellmechanismus ein System zu einer definier- ten Positionserkennung des hydraulischen Verstellmechanismus beinhaltet. Auf diese Weise kann festgestellt werden, ob zum Beispiel ein Kolben in einer bestimmten Position sich befindet. Es besteht die Möglichkeit, zum Beispiel eine Verstellgeschwindigkeit zu überwachen, zum Beispiel über eine Überwachung des Weges oder der Geschwindigkeit eines der Kolben des Verstellmechanismus im Pleuel. Auch besteht die Möglichkeit, eine Drehung des Exzenters aufzunehmen und darüber auf eine Stellung eines Kolbens oder einer sonstigen Komponente des Verstellmechanismus zu schließen. Auch kann eine Detektierung eines Anschlags vorgesehen, wobei eine Position durch den Anschlag festgelegt ist. Bevorzugt wird hierzu eine Endstellung einer Komponente des Verstellmechanismus genutzt.
Eine Weiterbildung sieht zum Beispiel vor, dass der hydraulische Verstellmechanismus eine definierte Position hat. Hierunter ist zu verstehen, dass überprüfbar ist, dass sich der Verstellmechanismus in einer definierten Position befindet. Auf diese Weise kann zum Beispiel eine Fehlstellung ermittelt werden. Auch kann darüber beispielwiese eine sonsti- ge Abweichung festgestellt werden, zum Beispiel durch Fehlschaltung wie beispielweise keine Schaltung, durch Verschleiß oder durch sonstige Einflüsse. So kann beispielweise eine Nacheinstellung bzw. Nachjustierung ermöglicht sein, sollte beispielweise eine Abweichung festgestellt werden. Die Abweichung kann bezogen auf einen Verstellmechanismus eines Pleuels detektiert werden. Es besteht aber auch die Möglichkeit, die Positi- onen, die Zustände und insbesondere die Abweichung von hydraulischen Verstellmechanismen verschiedener Pleuel miteinander zu vergleichen. Dieses erlaubt zum Beispiel, zu überwachen, dass alle Verstellmechanismen sich in der gleichen Position befinden. Fehlstellungen von ein oder mehreren Verstellmechanismen können sodann korrigiert werden. Eine Ausgestaltung sieht hierbei beispielweise vor, dass alle Verstellmechanismen aller Pleuel gleich gefahren werden. Das soll heißen, dass beispielsweise alle Pleuel in ihrer effektiven Länge gleich verstellt werden. Eine andere Ausgestaltung sieht beispielweise vor, dass verschiedene Pleuel unterschiedliche effektive Längen aufweisen. So kann beispielsweise bei Zylinderabschaltung nur die Betätigung der aktiven Zylinder erfolgen, während die nichtaktiven, abgeschalteten Zylinder ohne Änderung einer effektiven Länge der ihnen zugeordneten Pleuel weiterlaufen. Auch kann zur Sicherung der gleichen Stellung und damit der gleichen effektiven Länge für alle Pleuel eine Reset-Position vorgesehen sein. Wird eine Abweichung der Positionen festgestellt, kann eine Reset- Positionierung ausgelöst werden, bei der zumindest ein oder mehrere Verstellmechanismen in eine definierte Position fahren und von dort aus eine Verstellung wieder definiert vorhersehbar eingestellt werden kann. Bevorzugt weist die Hubkolbenbrennkraftmaschine an jedem Pleuel ein Schaltsystem für den Verstellmechanismus, vorzugsweise in Form eines Ventilsystem angeordnet auf, welches sich im Bereich des Hublagerauges an einer äußeren Seite des Pleuels befindet, sodass das Schaltsystem zum Beispiel in Form des Ventilsystems von außen am Pleuel betätigt werden kann.
So kann je nach Art des Motoraufbaus und der damit verbundenen Anordnung der Zylinder das Schaltsystem an einer anderen Position angeordnet sein. Eine Position für Reihenmotoren, Boxermotoren, V-Motoren und damit einhergehend die Lage der Pleuel relativ zur Ölwanne führen dazu, den Verstellmechanismus unterschiedlich anzuordnen, ins- besondere unter dem Aspekt einer Platzersparnis.
Gemäß einem weiteren Gedanken der Erfindung, der auch unabhängig wie auch in Kombination mit der oben beschriebenen Hubkolbenmaschine ausführbar ist, wird ein Verfahren zum Verändern eines einstellbaren Verdichtungsverhältnis in einem Zylinder einer Hubkolbenbrennkraftmaschine durch Betätigen eines hydraulischen Verstellmechanismus vorgeschlagen, wobei der Verstellmechanismus einem Pleuel einer Hubkolbenbrennkraftmaschine zugeordnet ist, und das Pleuel an einem Ende ein Hublagerauge und an einem anderen Ende ein Pleuellagerauge umfasst, wobei sich im Hublager- oder Pleuellagerauge ein dort gelagerter Exzenter dreht, sofern sich ein erster Kolben in einem ers- ten Hydraulikzylinder und dazu gegensinnig ein zweiter Kolben in einem zweiten Hydraulikzylinder bewegen, wobei eine effektive Länge des Pleuels geändert wird, und im Pleuel die Verstellung des Exzenters bewirkende Bewegung des Kolbens über eine Fluidü- berströmung durch eine erste Fluidleitung aus dem ersten Hydraulikzylinder direkt in den zweiten Hydraulikzylinder erfolgt.
Gemäß einer Weiterbildung ist vorgesehen, dass ein Überströmen des Fluids von dem ersten Hydraulikzylinder in den zweiten Hydraulikzylinder über die erste Fluidleitung erfolgt, wobei dieses Überströmen mittels eines Ventilsystems unterbrochen wird. Weiterhin kann vorgesehen sein, dass ein Überschuss des Fluids in der ersten Fluidleitung in ein Fluidversorgungssystem strömt und ein zusätzlicher Bedarf des Fluids in der ersten Fluidleitung aus dem Fluidversorgungssystem gespeist wird. Bevorzugt wird der Verstellmechanismus in eine definierte Position bewegt, beispielweise um dieses für eine Motorsteuerung als eine Ausgangsposition für eine Verstellung des VCR-Mechanismus zu nutzen.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen gehen aus den nachfolgenden Figuren hervor. Die aus den Figuren hervorgehenden Merkmale sind jedoch nicht auf die einzelne Ausgestaltung beschränkt. Vielmehr können ein oder mehrere Merkmale aus ein oder mehreren Ausgestaltungen untereinander wie aber auch mit Merkmalen aus der obi- gen allgemeinen Beschreibung zu weiteren Ausgestaltungen der Erfindung verknüpft werden. Daher dienen die folgenden Ausgestaltungen zur Veranschaulichung von verschiedenen Möglichkeiten und Aspekten der Erfindung, ohne aber diese auf diese Ausgestaltungen beschränken zu wollen. Es zeigen: Figur 1 eine schematische Darstellung eines hydraulischen Freilaufs, wie er aus der DE 10 2005 055 199 vorbekannt ist;
Figur 2 ein Hydraulikschema mit 3/2-Wegeventil und interner Ölübergabe, die in einem Pleuel gemäß der Erfindung vorgesehen sind,
Figur 3 einen hydraulischen Freilauf mit 3/3-Wegeventil mit interner Ölübergabe,
Figur 4 einen hydraulischen Freilauf mit 4/2-Wegeventil mit interner Ölübergabe, Figur 5 einen hydraulischen Freilauf mit 4/3-Wegeventil mit interner ölübergabe,
Figur 6, 7 verschiedene Systeme mit 3/3 bzw. 3/2-Wegeventil ohne interne Ölübergabe, Figur 8, 9 verschiedene Systeme mit 3/3 bzw. 3/2-Wegeventil mit interner Ölübergabe,
Figur 10 verschiedene Systeme mit 4/3 bzw. 4/2-Wegeventil, Figur 11 bis Figur 14 ein beispielhaftes Ausführungsbeispiel eines Systems mit 3/2-
Wegeventil-Funktion und interner ölübergabe, Figur 15 bis Figur 17 eine Verstellung einer Pleuellänge,
Figur 18 ein Ausgestaltungsbeispiel mit unterschiedlichen Abmaßen von
Stützkolben und/oder Stützstange
Figur 19 und 20 weitere Einzelheiten einer Adaption an eine bestimmte Drehrichtung wie auch an den Aufbau eines Exzenters, Figur 21 bis Figur 28 beispielhaft einen Aufbau eines Pleuels mit verschiedenen Komponenten,
Figur 29 einen hydraulischen Freilauf mit 4/2-Wegeventil mit teilweiser interner Ölübergabe für eine Verstellung hin zu einer niedrigen Verdich- tung,
Figur 30 einen hydraulischen Freilauf mit 4/2 -Wegeventil mit teilweiser interner Ölübergabe für eine Verstellung hin zu einer hohen Verdichtung, Figur 31 eine Ausgestaltung eines Systems mit einem 3/2-Wegeventil ohne interne Ölübergabe,
Figur 32 eine Schnittdarstellung des in Figur 31 dargestellten Systems, Figur 33 Details der in Figur 31 und Figur 32 dargestellten Blende,
Figur 34 ein Ausführungsbeispiel mit 3/2-Wegeventil und interner Ölübergabe in einer Vorder- und Seitenansicht, Figur 35 eine Schnittansicht des in Figur 34 dargestellten Beispiels,
Figur 36 bis 40 eine hydraulische Verschaltung in einem Hydraulikmodul mit verschiedenen Details, Figur 41 bis 45 ein Ausführungsbeispiel eines Pleuelauges in verschiedenen Ansichten, Figur 46 bis 50 verschiedene Möglichkeiten, Öl von einer Kurbelwelle in ein Pleuel zu fördern,
Figur 48 bis Figur 50 verschiedene Ölversorgungssysteme Hubzapfen zu Pleuel,
Figur 51 die Anordnung eines Akkumulators,
Figur 52 bis Figur 54 verschiedene Akkumulatorvarianten, Figur 55 ein Pleuel in einer Hubkolbenbrennkraftmaschine,
Figur 56 ein Hydraulikschema eines Verstellmechanismus und
Figur 57 ein Pleuel mit Verstellmechanismus.
Fig. 1 zeigt einen hydraulischen Freilauf mit 3/2-Wegeventil, wie er aus der DE 10 2005 055 199 bekannt ist. In der dargestellten Schaltstellung 1 kann der linke Stützkolben 2 eintauchen. Das aus diesem Zylinder verdrängte Öl gelangt über das Ventil 3 in den Kurbelraum 4. Der sich vergrößernde Stützzylinder 5 saugt frisches Öl aus der Versorgungs- nut 6 über das Rückschlagventil 7 ein. Bei dieser Anordnung gibt es die Zustände:
a) Exzenter kann sich im Uhrzeigersinn drehen
b) Exzenter kann sich im Gegenuhrzeigersinn drehen
Dadurch gibt es zwei stabile Verdichtungsstufen, so dass man von einem 2-stufigen VCR- System sprechen kann. Das VCR-System kann jedoch im Betrieb mit Problemen verse- hen sein, wie sie oben näher ausgeführt sind.
Fig. 2 zeigt ein Hydraulikschema 8 mit 3/2-Wegeventil 9 und interner Ölübergabe 10. Die verdrängte Ölmenge wird zur Befüllung des expandierenden Stützzylinders 1 1 genutzt. Je nach Durchmesserverhältnis der Stützzylinder und der Hebelübersetzungen wird entwe- der mehr Öl verdrängt als zur Befüllung des expandierenden Zylinders benötigt wird oder anders herum. Überschüssiges Öl gelangt durch den Schmierspalt des Pleuellagers in den Kurbelraum. Zusätzlich benötigtes Öl wird durch die Versorgungsnut 12 gefördert. Der Vorteil dieser internen ölübergabe 10 besteht darin, dass der Ölhaushalt des Motors geringer belastet wird. Die Versorgungsnut 12 kann in diesem Falle kleiner dimensioniert werden. Der Nachteil dieser internen Ölübergabe ist, dass eventuell einmalig angesaugte Luft länger im VCR-Pleuel verbleibt und beim Umschalten vom einen zum anderen Stützzylinder geschoben wird, anstatt durch frisches Öl ersetzt zu werden. Dem kann jedoch durch geeignete Entlüftung entgegengewirkt werden. Auch bei dieser Anordnung gibt es zwei stabile Verdichtungsstufen.
Figur 3 zeigt einen hydraulischen Freilauf 13 mit 3/3-Wegeventil 14 mit interner Ölüberga- be 10. Durch Substitution des 3/2-Wegeventils durch ein 3/3-Wegeventil 14 kann ein weiterer Zustand dargestellt werden, nämlich der Zustand„Exzenter ist blockiert". Auf diese Weise können auch Zwischenstellungen gehalten werden. In Figur 3 ist eine solche Anordnung mit interner Ölübergabe dargestellt. Die hier vorgeschlagene interne Ölübergabe kann die Begrenzung der Verstellgeschwindigkeit bei gegebener Förderkapazität des Versorgungssystems signifikant verringern, also eine signifikant höhere Verstellgeschwindigkeit ermöglichen. Hier kann es sinnvoll sein, die Verstellgeschwindigkeiten in die jeweiligen Richtungen unterschiedlich stark zu begrenzen. Beispielweise mittels eines hydraulischen Widerstands, zum Beispiel einer Blende. Bei Ottomotoren ist es wünschenswert eine möglichst kurze Umschaltdauer von hohe auf niedrige Verdichtung zu erreichen, um bei einem Lastwechsel hin zu hoher Last eine klopfende Verbrennung zu vermeiden. In die andere Richtung kann die Verstellung hingegen wesentlich langsamer erfolgen. Diesen Umstand kann man nutzen, indem die Stützzylinder und deren kinematische Kopplung so ausgelegt werden, dass während einer Verstellung von hohe auf niedrige Verdichtung ein Ölüberschuss entsteht. In diesem Fall wird nur beim Übergang auf hohe Verdichtung öl aus dem Versorgungssystem entnommen, was sich zudem noch über einen vergleichsweise großen Zeitraum erstrecken kann. Die Förderkapazität des Versorgungssystems kann damit klein dimensioniert werden mit der Konsequenz, dass nur wenig tragende Lagerfläche geopfert werden muss. Als ein weiterer positiver Effekt sei hier erwähnt, dass der in das Versorgungssystem zurückgeführte Ölvolumenstrom auch kurzzeitig einen Druckanstieg vor dem Rückschlagventil herbeiführt, was der Kavitation im expandierenden Stützzylinder entgegenwirkt.
Figur 4 zeigt eine Anordnung mit einem 4/2-Wegeventil 15. Hierbei muss auf Kavitation gar keine Rücksicht mehr genommen werden. Es lassen sich damit grundsätzlich noch höhere Verstellgeschwindigkeiten erzielen. Das verdrängte Öl wird dabei auf direktem Wege in den jeweils expandierenden Zylinder 16 geschoben. Voraussetzung für eine derartige Verschaltung ist, dass der verdrängte Volumenstrom zu jedem Zeitpunkt auch dem nachgesaugten Volumenstrom entsprechen muss. Dies ist beim hier betrachteten VCR- Pleuel nicht ohne weiteres möglich. Bei Systemen mit Drehkolben jedoch kann diese Forderung sehr wohl erfüllt werden. Zum Ausgleich von Leckage sind beide Stützzylinder jeweils mit einem Rückschlagventil 17 noch zusätzlich an das Versorgungssystem ange- schlössen. Das Versorgungssystem muss damit nur noch Leckage ausgleichen und kann entsprechend klein dimensioniert werden.
Figur 5 zeigt einen hydraulischen Freilauf mit 4/3-Wegeventil 18. Durch Einsatz eines 4/3- Wegeventils anstelle eines 4/2-Wegeventils kann auch eine Blockierung des Exzenters realisiert werden, wie in Figur 5 gezeigt.
Im Folgenden wird insbesondere auch auf verschiedene Geometrien abgestellt, die sich als Anordnungen eines hydraulischen Widerstandes beschreiben lassen. Dieses wird im Folgenden anhand Figur 6 und 7 grundsätzlich erläutert, bevor spezielle vorteilhafte weitere Ausgestaltungen anhand Figur 8 und 9 näher erläutert werden.
Eine Begrenzung der Exzenterverdrehgeschwindigkeit kann dadurch erreicht werden, dass dem verdrängten Öl ein Widerstand entgegen gesetzt wird. In Figur 6 und Figur 7 sind zwei mögliche Anordnungen solcher Widerstände 31 , 32, 33 jeweils ohne interne ölübergabe bei Verwendung eines 3/2 bzw. 3/3-Wegeventils 19, 20 dargestellt. Bei der einen Anordnung wird in jeder Ausflussleitung ein Widerstand eingebracht, wobei in der anderen Anordnung ein gemeinsamer Widerstand verwendet wird. Bei Einsatz zweier Widerstände können die Verstellrichtungen getrennt in ihrer Geschwindigkeit begrenzt werden.
Bei Anordnungen von Systemen mit 3/3 bzw. 3/2-Wegeventil 34, 35 mit interner Ölübergabe können ebenfalls zwei Widerstände 36, 37 oder nur ein Widerstand 38 eingesetzt werden, wie in Figur 8 und Figur 9 dargestellt.
Figur 10 zeigt wiederum Systeme mit 4/3- bzw. 4/2-Wegeventil 39. Bei Verwendung eines 4/3- bzw. 4/2-Wegeventils 39 sind zwei Widerstände 23, 24 erforderlich, die wie in Bild 10 positioniert werden können. Die Rückschlagventile 21 , 22 wiederum ermöglichen, dass eine direkte, interne Ölzuführung von einem zum anderen Zylinder erfolgt. Wie dargestellt, können die Zylinder unterschiedliche Durchmesser aufweisen.
Das Rückschlagventil 21 und/oder der Widerstand 23 kann auch rechts vom Wegeventil angeordnet werden. In analoger Weise kann auch Rückschlagventil 22 und/oder Widerstand 24 links vom Wegeventil angeordnet werden. Des Weiteren dienen die Rückschlag- ventile 25, 26 dazu nachströmendes Öl zu leiten. In Figuren 11 bis Figur 14 ist ein Ausführungsbeispiel eines Systems mit 3/2-Wegeventil und interner Ölübergabe dargestellt. Die 3/2-Wegeventilfunktion wird über zwei 2/2- Wegeventile 40, 41 , 42 realisiert, welche wechselseitig geöffnet bzw. geschlossen werden. In jeder Ausflussleitung, hier dargestellt ist die Ausflussleitung 44 vom Stützzylinder kommend, befindet sich ein Widerstand. Die Sitzventile werden über ein Abgriffselement geöffnet bzw. geschlossen, wobei an den Sitzventilen die Rückschlagventile 43, 45 angeordnet sind. In Figur 14 ist die Lage der Versorgungsnut 45 dargestellt.
Figuren 15 bis 17 zeigen wiederum die Verstellung der effektiven Pleuellänge lefT, die sich aus der Geometrie von der Länge I und der Exzentrizität e ergibt, und der Änderung des Verdichtungsverhältnisses, welches sich aus l0 und leff ergibt, sowie eine beispielhafte Ausgestaltung einer Exzentriziät e. Wie schematisch angedeutet, kann durch einen Sensor S beispielweise eine Stellung φ des Exzenters überwacht werden. Dadurch ist feststellbar, welche Verdichtung vorliegt. Auch kann der Endanschlag , ε-max bzw. ε-min, genutzt werden, um eine Detektierung der Position der Versteileinrichtung zu ermöglichen. Die so aufgenommenen Signale können dann von dem Sensor S einer Motorsteuerung CPU zugeführt werden, die hier nur schematisch angedeutet ist. Auch zeigen diese Figuren 15 bis 17 exemplarisch, wie das Pleuel 49 mit dem Kobenbolzen 46 im Exzenter 47 agiert, die im Pleuelauge angeordnet sind, wobei ein Endanschlag 48 die Exzentrische Verstellung begrenzt.
Figur 18 zeigt ein Ausgestaltungsbeispiel, bei dem auch die unterschiedlichen Abmaße von Stützkolben 50, 51 und/oder Stützstange 52, 53 hervorgehen sowie Stützzylinder 56, 57 mit unterschiedlich großen Grundflächen. Auch wird eine unterschiedliche Hebelarmlänge 54, 55 am Abstützhebel 58 ermöglicht. Dadurch kann das System an die Haupt- drehrichtung des Motors angepasst werden, indem beispielsweise unterschiedlich zu verdrängende Ölmengen und oder Verstellgeschwindigkeiten ermöglicht werden. Diese Unterschiedlichkeit wird bewusst angestrebt, wie nachfolgend noch anhand von Figur 31 erläutert wird. Figuren 19 und 20 zeigen weitere Einzelheiten der Adaption an eine bestimmte Drehrichtung wie auch an den Aufbau des Exzenters bzw. der Ölzuführung über die Lagerringe 59, die zum Beispiel geteilt für den Exzenter vorliegen können. Beispielwiese kann in einem Mittenbereich die Ölzuführung liegen, während nur in einem Außenbereich die Lagerringe 59 jeweils am Exzenter 60 seitlich angeordnet sind. Der Exzenter ist hierbei in einen Hebel 61 integriert, welcher über Gelenke 62 und über den massenkraftseitigen Stützzylinder 63 und den gaskraftseitigen Stützzylinder 64 bewegt wird. Figuren 21 bis 28 zeigen beispielhaft den Aufbau eines Pleuels mit verschiedenen Komponenten, die ein Umschalten des hydraulischen Verstellmechanismus durch ein Schaltsystem an einem Außenrandbereich des Pleuels von außen ermöglicht. Figur 29 und 30 zeigen eine weitere Anordnung, wobei eine interne Ölübergabe nur in einer Schaltrichtung erfolgt. Vorzugsweise wird das öl beim Umschalten auf niedrige Verdichtung, gemäß Figur 29, dem Zulaufsystem wieder zugeführt. Diese Umschaltrichtung soll besonders schnell ablaufen, um ein Klopfen zu vermeiden. Bei der Verstellung hin zu niedriger Verdichtung, Figur 29; ist es besonders vorteilhaft, den ölstrom mit einem Wi- derstand stark zu drosseln, da eine hohe Kraft wirkt. Bei Verstellung in die andere Richtung, d.h. hin zu hoher Verdichtung gemäß Figur 30, kann das verdrängte Öl hingegen über eine Öffnung beispielsweise in den Kurbelraum 65 ausströmen oder aber in eine Sammelleitung. Die Verstellung hin zu hoher Verdichtung kann langsamer ablaufend ausgelegt werden, da nicht der Klopfgefahr Sorge getragen werden muss. Des Weiteren wirkt eine geringere Kraft. Bei der Verstellung hin zu hoher Verdichtung kann eine Ölregenerie- rung vorgesehen sein. Die verdrängte Ölmenge, die beispielsweise in den Kurbelraum oder eine Sammelleitung ausströmt, wird dabei durch eine andere Ölmenge ersetzt. Ein Ölaustausch ist beispielsweise bei Blasenbildung besonders günstig. Dann wird schaumiges Öl durch frisches Öl ersetzt. Weiterhin besteht der Vorteil, dass der Druck in der Stützkammer des rechten Stützzylinders in Figur 30 geringer ist als im Falle einer Anordnung mit vollständiger interner Ölübergabe, siehe Stützzylinder 11 in Figur 2. Die Verstellung hin zu hoher Verdichtung ist mit der Anordnung aus Figur 30 schneller möglich als mit der Anordnung aus Figur 2. Bei niedrigen Drehzahlen und wenn nur geringe Trägheitskräfte am Kolben im Ladungswechsel am oberen Totpunkt wirksam sind wirkt sich dies besonders vorteilhaft aus.
In Fig 31 ist eine mögliche Ausgestaltung eines Systems mit 3/2-Wegeventil ohne interne Ölübergabe dargestellt. Dieses Anschauungsbeispiel dient zur Verdeutlichung, wie ein System ohne interne Ölübergabe funktioniert. Der massenkraftseitige Stützzylinder 66 und der gaskraftseitige Stützzylinder 67 weisen bewusst unterschiedliche Durchmesser auf. Der linke Zylinder stützt das durch die Gaskraft hervorgerufene Exzentermoment ab. Er wird als gaskraftseitiger Stützzylinder 67 bezeichnet. Der rechte Zylinder stützt das Exzentermoment ab. Dies entsteht infolge der während der Gaswechselphase wirkenden Massenkraft. Daher wird der rechte Zylinder als massenkraftseitiger Stützzylinder 66 be- zeichnet. Die maximale Gaskraft ist üblicherweise größer als die maximale Massenkraft. Durch diese Durchmesserunterschiede wird nun erreicht, dass die entstehenden Maxi- maldrücke in den Stützzylindern möglichst gleich groß sind. Der Exzenter 68 wird durch den Hebel 69 verstellt, welcher über die Stützzylinder verstellt wird.
Fig. 32 zeigt eine Schnittansicht des selben Ausgestaltungsbeispiels wie in Figur 31. Der Exzenter 76 ist in Lagerringen 70, vorzugsweise aus einem Bronzematerial, im Pleuelauge mit dem Hebel 77 gelagert. Stirnseitig sind die Lagerringe 70 zum Beispiel mit einer verschleißfesten Anlaufscheibe 71 versehen, da hier eine Obenführung im Kolben vorgesehen ist. Die Obenführung hat hierbei den Vorteil, dass die Abgriffsfläche 72 möglichst genau zum Kurbelgehäuse und damit zur mechanischen Aktuierung steht. Der Ventilkör- per 73 ist parallel zu den Zapfen ausgerichtet und befindet sich unterhalb des kleinen
Pleuelauges. Stirnseitig ist dieser Ventilkörper beispielsweise mit kuppenartigen Abgriffsflächen 72 versehen. Zur Umschaltung des Ventils werden diese Kuppen mit einer Kurvenscheibe in Wirkzusammenhang gebracht. Der Ventilkörper kann zwei definierte Stellungen einnehmen. Zwischen diesen Stellungen besteht ein Verfahrweg von hier etwa 4 mm. Der Ventilkörper 73 wird durch eine Einrastung 74, welche eine Kugel, einer Feder und eine entsprechenden Konturierung des Ventilkörpers aufweist, in seine Endstellung gedrückt. Der Verfahrweg des Ventilkörpers 73 wird durch einen Begrenzer 75 limitiert. Das Ventil ist hier als Schiebeventil ausgeführt. Der Ventilkörper weist Steuerkanten auf, die jeweils eine der beiden Zulaufbohrungen öffnet beziehungsweise verschließt und so- mit den Ölfluss durch die Zulaufleitung vom Massenkraftzylinder 130 oder die Zulaufleitung vom Gaskraftzylinder 131 ermöglicht, wobei hinter dem Ventil eine Blende 132 angeordnet ist. Der Exzenter 76 wird über den Hebel 77 verstellt.
Figur 33 zeigt einen Ausschnitt aus Figur 32. Aus der jeweils geöffneten Zulaufbohrung strömt austretendes Öl 133. Dies erfolgt während des Verstellens durch eine im Begrenzer integrierte Blende. Das durch die Blende strömende Öl 78 wie auch die Schmierölboh- ruhg zum Kolbenbolzenlager 79 dafür sind dargestellt. Zwischen einer oberen Stirnfläche des Begrenzers und dem Hebel bildet sich ein Spalt aus, durch welchen das Öl schließlich beispielsweise in den Kurbelraum abströmen kann. Ein Teil des Öls strömt hingegen durch eine Schmierölbohrung zum Kolbenbolzenlager 79.
Figur 34 zeigt ein Ausführungsbeispiel mit einem 3/2-Wegeventil und einer internen Öl- übergabe. Bei dieser fertigungstechnisch vereinfachten Ausgestaltung befindet sich das Ventil 80 in einem separaten Hydraulikmodul 81 , welches über die Pleuelverschraubung mit dem Pleuellagerdeckel verbunden ist. Durch diese Bauweise kann das Bohrungssystem im Pleuel deutlich vereinfacht werden. Ein weiteres beispielhaftes Merkmal des gezeigten Ausführungsbeispiels ist die direkte Lagerung des Exzenters 82 im kleinen Pleu- elauge ohne Lagerringe. Der Exzenter 82 wird bei der Montage von einer Seite axial eingeschoben. Die beiden Exzenterlager sind dazu mit unterschiedlichen Durchmessern versehen. Zur Axialsicherung dient ein im Exzenter 82 radial angeordnetes Sicherungsstück 83, welches von der inneren Seite eingesteckt wird und den Exzenter sichert. Das Pleuel ist untengeführt am Kurbelzapfen, um hier eine möglichst exakte Ausrichtung zur Aktuie- rung zu erreichen. Der Exzenter 82 ist vorzugsweise mit einer„diamond-like carbon"- Beschichtung versehen. Zur Gewichtserleichterung sind im Exzenter beispielhaft Bohrungen axial eingebracht. Zudem ist der Bereich um das kleine Pleuelauge beispielhaft trapezförmig ausgestaltet.
In Figur 35 ist das Ausführungsbeispiel gemäß Figur 34 im Schnitt dargestellt. Die Verbindungsleitungen 84 zwischen dem massenkraftseitigen Stützzylinder 86, dem gaskraftsei- tigen Stützzylinder 87 und dem separaten Hydraulikmodul 81 nutzen zur Ölübergabe über die Trennfläche zwischen Pleuelober- und Unterteil den Ringspalt um die Pleuelschrau- ben. Eine besonders bevorzugte Variante ist mit Sacklöchern für die Pleuelverschraubung ausgestattet. Die Ausgleichsleitung 90 verbindet die Ölversorgungsnut 85 im Pleuellager mit dem Hydraulikmodul. Bei einer Verstellung hin nach niedriger Verdichtung strömt ü- berschüssiges öl in die Ölversorgungsnut im Pleuellager. In der anderen Verstellrichtung wird zusätzlich benötigtes öl angesaugt. Die Rückschlagventile 91 befinden sich im Pleu- eloberteil und können durch das Hydraulikmodul axial gesichert werden. Zur Axialsicherung dient ein im Exzenter 89 radial angeordnetes Sicherungsstück 83, welches von der inneren Seite eingesteckt wird und außen von einem Kragen 88 am Herausgleiten gehindert wird. Figur 36 bis Figur 40 zeigen die hydraulische Verschaltung im Hydraulikmodul. Die Verbindungsleitungen 93 und die Ausgleichsleitung 94 werden durch Nuten im Hydraulikmodul 95 dargestellt. Die Blenden 92 werden durch abgesetzte Bohrungen dargestellt. Insbesondere aus den Figuren 38 und 39 geht die am Ventilkörper 96 angebrachte Rastie- rung 97 und der Begrenzer 98 hervor.
Figur 41 bis Figur 45 zeigen ein Ausführungsbeispiel eines Pleuelauges, welches beispielsweise bei Nutzfahrzeugen eingesetzt wird. Das Ausführungsbeispiel weist ein 3/2- Wegeventil und eine interne Ölübergabe auf. Die 3/2-Wegeventilfunktion wird gemäß dieses Beispiels über zwei 2/2-Wegeventile 99, die als Sitzventil ausgeführt sind, realisiert. Diese werden wechselseitig mittels eines Stößels 100 geöffnet bzw. geschlossen. Dieses ist in Figur 42, in Figur 43 und in Figur 44 im Schnitt dargestellt. An die 2/2-Wegeventile schließt sich ein Rückschlagventil an. Aus der Figur 42 geht die Verbindungleitung 104 zu den Stützzylindern hervor. Diese führt über die Pleuelverschraubung, welche eine Hülse aufweist, die mittels O-Rrngen abgedichtet ist. In Figur 43 sind die Versorgungsnut 105 und die Ausgleichsleitung 106 dargestellt. Die 2/2 -Wegeventile 99 weisen ein Kugelventil auf, welches zur Darstellung der„Offenstellung" durch einen Stößel 100 aufgedrückt wird. An das 2/2-Wegeventile 99 schließt sich eine Blende 107 an. Durch den Begrenzer 108 und die Rastierung 109 wird die Position des Abgriffelements 101 gesichert. Durch eine Feder wird der Stößel 100 radial gegen eine auf das Abgriffselement 101 aufgearbeitete Öffnungsrampe 102 gedrückt. Diese Feder ist so zu bemessen, dass ein öffnen durch Fliehkraft verhindert wird. In jeder Ausflussleitung befindet sich ein separater Widerstand, wodurch beispielsweise der Ölstrom verschieden gedrosselt werden kann. Figur 45 zeigt die seitliche Ansicht des dargestellten Beispiels.
Figuren 46 bis 50 zeigen verschiedene Möglichkeiten, Öl von der Kurbelwelle ins Pleuel zu befördern, mit einer Ölversorgungsnut und einem Fluidversorgungssysten. Hierbei kann das Fluidversorgungssystem ein Akkumulator sein, des Weiteren kann es ein Flu- idreservoir umfassen. In den Figuren 46 bis 50 sind jeweils eine obere Lagerschale 122 und eine untere Lagerschale 123 mit verschiedenen Ausgestaltungen einer Versorgungsnut 110, einer Versorgungsbohrung 111 und eines Übergabefensters 1 12 für den Ölfluss dargestellt. Der Ölfluss ist in den Figuren 46 bis 50 jeweils beispielhaft durch Pfeile einge- zeichnet.
Die Exzenterverdrehung ergibt sich als Folge des am Exzenter entstehenden Momentes. Dieses Moment wiederum ist die Folge einer Überlagerung von Gas- und Massenkraft am Kolbenbolzen. Dieses Moment ist nicht zeitlich konstant sondern folgt einem bestimmten zeitlichen Verlauf bzw. einem Verlauf als Funktion des Kurbelwinkels. Der Verlauf ist periodisch und wiederholt sich alle zwei Motorumdrehungen. Es wird bei entsprechend a- symmetrischer Stützzylinderdurchmesserauslegung Öl benötigt, wenn eine Verstellung nach hohe Verdichtung erfolgt, also wenn der gaskraftseitige Stützkolben austaucht. Während dieser Phase muss sichergestellt werden, dass Öl vom Pleuellager ins Pleuel hinein- strömt, ohne aber Luft über den Lagerspalt ungewollt anzusaugen.
In Fig. 46 ist eine um 360° umlaufende Versorgungsnut 110 im Pleuellager und nur eine Austrittsstelle einer Versorgungsbohrung 111 auf der Hubzapfenoberfläche dargestellt. Hierbei wird die Versorgungsnut 110 zu jedem Zeitpunkt mit frischem Öl versorgt und es kann ein konstanter Ölstrom durch das Übergabefenster 112 sichergestellt werden. Zu jedem Zeitpunkt kann hier ein Ölbedarf im Pleuel gedeckt werden. In Figur 47 ist eine 180° Versorgungsnut dargestellt, vorzugsweise in der unteren Lagerschale sowie eine durch die Hubzapfenmitte hindurchgehende Bohrung. Hierbei kann ebenfalls zu jedem Zeitpunkt ein Ölbedarf im Pleuel gedeckt werden. Die 180° Versorgungsnut kann auf dem Umfang beliebig verdreht werden. Hier wird eine Winkelausrich- tung vorzugsweise so gewählt, dass die Nut in einem möglichst gering belasteten Bereich liegt.
In Fig. 49 sind zwei 90° Nuten dargestellt, die vorzugsweise symmetrisch zur Trennfläche ausgerichtet sind, sowie zwei Versorgungsbohrungen, wobei die eine Bohrung der ande- ren Bohrung um 90° vorauseilt. Hierbei kann ebenfalls zu jedem Zeitpunkt ein Ölbedarf im Pleuel gedeckt werden. Die beiden Nuten können auf dem Umfang beliebig verdreht werden, solange der Abstand zwischen den Nuten gleich der Länge einer Einzelnut ist. Hier wird vorzugsweise eine Winkelausrichtung gewählt, die ebenfalls in einem möglichst gering belasteten Bereich liegt.
Bei den in Figuren 46, 47 und 49 dargestellten Varianten wird zu jedem beliebigen Kurbelwinkel eine Verbindung zwischen Versorgungsbohrung im Hubzapfen und Übergabefenster in der Pleuellagerschale geschaffen. Hier entsteht zusätzlicher Fertigungsaufwand, da die Pleuellager mit Nuten anstelle von nur einer Bohrung zu versehen sind. In Folge dieser Maßnahmen ergeben sich möglicherweise Tragfähigkeitsprobleme im Pleuellager.
Die Variante aus Figur 48 enthält nur eine Nut und eine Versorgungsbohrung. Hierbei kann nur über einen bestimmten Kurbelwinkelbereich ein Ölbedarf im Pleuel gedeckt wer- den. Bei gegebener Lage des Austritts der Versorgungsbohrung an der Hubzapfenoberfläche und bekanntem Kurbelwinkelbereich, bei dem Ölbedarf besteht, kann eine minimal erforderliche winkelmäßige Ausdehnung der Nut im Pleuellager konstruiert werden. Das Problem dabei ist aber, dass sich die Phase, während welcher Ölbedarf besteht, mit dem Betriebspunkt des Motors ändert, also nicht konstant ist.
Bei der Variante aus Figur 50 wird nur ein Übergabefenster bzw. eine sehr kurze Nut in der Nähe dieses Fensters vorgesehen. Dadurch ergibt sich nur eine sehr geringfügige Schwächung des Pleuellagers, insbesondere dann, wenn das Übergabefenster in den am geringsten belasteten Bereich gelegt wird. Es wird nur während eines relativ kleinen Kur- belwinkelbereiches eine Verbindung zum Pleuel geschaffen. Dieser Kurbelwinkelbereich ist im Normalfall geringer als der Kurbelwinkelbereich, während dessen ölbedarf im Pleuel besteht. Bei den Varianten aus Figur 48 und Figur 50 liegt also eine intermittierende Versorgung des Pleuels vor. Figur 51 zeigt ein Hydraulikschema 125, welches um ein Fluidversorgungssystem 124 ergänzt wird. In diesem Beispiel umfasst das Fluidversorgungssystem 124 ein Fluidreser- voir 113, welches beispielhaft als Akkumulator ausgeführt ist. Durch diese Anordnung des Fluidreservoirs 113 wird eine kontinuierliche Versorgung des Hydrauliksystems mit Öl sichergestellt. Fluidreservoir 113 befindet sich zwischen dem Übergabefenster im Pleuel- lager und dem Hydrauliksystem. Der hier beispielhaft dargestellte Akkumukator wird wegen der Trägheitsmomente vorzugsweise parallel zur Kurbelwellenachse angeordnet. Bei dem in Figur 51 skizzierten Fall taucht der gaskraftseitige Stützkolben grade aus, so dass ein Ölbedarf vorliegt. Zu diesem Zeitpunkt befindet sich der Austritt der Versorgungsbohrung im Hubzapfen aber noch nicht über dem Übergabefenster. Der Ölbedarf wird durch den Akkumulator gedeckt, indem die Feder 114 des Akkumulators einen Kolben 115 verschiebt, der ein Ölvolumen entsprechend verdrängt. Wenn die Versorgungsbohrung über dem Übergabefenster steht, wird der Akkumulator wieder aufgefüllt. Vorzugsweise wird die Achse des Akkumulatorkolbens parallel zur Kurbelwellenachse ausgerichtet, damit die am Akkumulatorkolben angreifenden Trägheitskräfte senkrecht zur Kolbenachse stehen und damit nicht die Federkraft beeinflussen. Der am Pleuelauge anliegende Öldruck beträgt bevorzugt zwischen 3 bis 8 bar. Der Akkumulator sorgt dafür, dass kein Druckabfall auftritt, da ansonsten Öl aus dem Schmierspalt austritt und zur Bauteilschädigung oder sogar zum Ansaugen von Luft führt. Der Akkumulator kann zum Beispiel wie in Figur 52 dargestellt als Federspeicher, mit Feder 116 und Kolben 117, und/oder wie in Figur 53 als Blasenspeicher, d.h. mit Membran 118 und Gasfüllung 119, ausgeführt werden. Ein weiterer Ansatz gemäß Figur 54 sind gasgefüllte Kugeini 20, die mittels eines öldurchlässigen Siebes 121 vom Ölraum getrennt werden.
Figur 55 zeigt beispielhaft ein Pleuel 203, welches in einer Hubkolbenbrennkraftmaschine 201 mit einem Zylinder 224 und einen Kolben 254 angeordnet ist. Die Hubkolbenbrennkraftmaschine 201 , der Kolben 254 und der Zylinder 224 sind hier nur schematisch dargestellt. Eine effektive Länge des Pleuels le<r wird durch Betätigung des Verstellmechanis- mus 202 verändert. Diese Änderung der effektiven Länge leff des Pleuels bewirkt eine Änderung des Hubs des Kolbens 254 und somit eine Veränderung des Verdichtungsverhältnisses. Figur 56 zeigt ein Hydraulikschema 250, welches einen ersten Hydraulikzylinder 208 mit einem ersten Kolben 209 und einer ersten Fluidkammer 210 aufweist. Die erste Fluid- kammer 210 ist mit einem Fluid 21 gefüllt Wenn der erste Hydraulikzylinder sich gemäß der Bewegungsrichtung 251 verkleinert und Fluid 214 verdrängt, strömt ein Fluidstrom
217 durch die erste Fluidleitung 215 in eine zweite Fluidkammer 213 eines zweiten Hydraulikzylinders 211 mit einem zweiten Kolben 212. Dadurch vergrößert sich der zweite Hydraulikzylinder 211 gemäß der Bewegungsrichtung 252. Die erste Fluidleitung 215 kann mit einem Ventilsystem 216 unterbrochen werden. Das Ventilsystem hat hier bei- spielhaft die Funktion eines 3/2-Wegeventils. Des Weiteren begrenzt ein Rückschlagventil 220 die Richtung des Fluidstroms 217 in der ersten Fluidleitung 215 auf eine Richtung und ein erster Widerstand 219, der beispielsweise in der ersten Fluidleitung 215 angeordnet ist, begrenzt die Geschwindigkeit mit der der erste Hydraulikzylinder 208 sich verkleinert. Das Hydraulikschema 250 umfasst des Weiteren ein Fluidversorgungssystem 226 mit Fluidreservoir 227. Überschüssiges Fluid kann aufgefangen und beispielsweise im Fluidreservoir 227 gespeichert und aus dem Fluidreservoir 227 dem Fluidstrom 217 wieder zugeführt werden. Hierbei kann das Fluidversorgungssystem 226 beispielsweise direkt an die erste Fluidleitung 215 angeschlossen sein, oder das Fluidversorgungssystem 226 kann beispielsweise über eine zweite Fluidleitung 218 mit der ersten Fluidleitung 215 verbunden sein. Dabei ist es beispielsweise auch möglich, dass die zweite Fluidleitung
218 die erste Fluidleitung 215 nutzt. Mit diesem Hydraulikschema 250 kann ein Fluid 214 von einem ersten Hydraulikzylinder 208 entweder direkt in einen zweiten Hydraulikzylinder 211 überströmen und / oder ein überschüssige bzw. zusätzlich benötigtes Fluid kann durch das Fluidversorgungssystem 226 ausgeglichen werden.
Figur 57 zeigt ein Pleuel 203 im Schnitt mit einem Verstellmechanismus 202, wobei der Verstellmechanismus 202 beispielsweise auch eine Hydraulikschaltung gemäß dem Hydraulikschema 250 aus der Figur 56 umfassen kann. Das Pleuel weist ein Pleuellagerauge 204 mit einem Exzenter 206 auf. Des Weiteren ist hier am Pleuellagerauge beispielhaft ein mögliches System für eine definierte Positionserkennung 221 skizziert, mit dem zum Beispiel eine definierte Position 222 des Verstellmechanismus angefahren und / oder erkannt werden kann. Die Fluidleitung 225 verläuft in diesem Beispiel innerhalb des Pleuels 203. In diesem Beispiel nutzt die Fluidleitung die Pleuelverschraubungen und verbindet die Hydraulikzylinder des Verstellmechanismus. Ein möglicher Fluidstrom ist hier beispiel- haft mit Pfeilen eingezeichnet. Er kann durch ein Ventilsystem 253 unterbrochen werden. Ein Ventilsystem 253 ist in diesem Beispiel an der äußeren Seite 223 des Pleuels im Bereich des Hublagers 205 angeordnet. Die vorgeschlagenen Merkmale sowie das vorgeschlagene Verfahren können gemäß einer Weiterbildung, die auch als ein eigenständiger Gedanke weiterverfolgt werden kann, bei anderen Anwendungen wie beispielhaft einem Kolben oder einer Kurbelwelle zur An- wendung kommen.

Claims

Ansprüche
Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) mit einem hydraulischem Verstellmechanismus (202) , der einem Pleuel (203) zugeordnet ist und der zumindest einen in einem Pleuellagerauge (204) oder in einem Hublagerauge (205) eines Pleuels angeordneten Exzenter (206) zum Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis in mindestens einem Zylinder (224) der Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) über eine Änderung einer effektiven Länge leff des Pleuels (203) mittels des Verstellmechanismus (202) umfasst, wobei der Verstellmechanismus (202) einen ersten Hydraulikzylinder (208) mit einem ersten Kolben (209) in einer ersten Fluidkammer (210) und einen zweiten Hydraulikzylinder (211) mit einem zweiten Kolben (212) in einer zweiten Fluidkammer (213) umfasst, und die Hydraulikzylinder mit einem Fluid (214) betrieben werden und eine Einstellung von mindestens dem einen variablen Verdichtungsverhältnis mittels einer Bewegung von mindestens dem ersten Kolben (209) in dem ersten Hydraulikzylinder (208) erfolgt, wobei die erste und die zweite Fluidkammer mit einer ersten Fluidleitung (215) für ein direktes Hin- oder Herströmen des Fluids (214) zwischen der ersten und der zweiten Fluidkammer während der Bewegung des ersten Kolbens (209) im ersten Hydraulikzylinder (208) verbunden sind, wobei die erste Fluidleitung (215) im Pleuel (203) angeordnet ist.
Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass ein Ventilsystem (216; 253) in der ersten Fluidleitung (215) angeordnet ist, womit ein Fluidstrom (217) in der ersten Fluidleitung (215) unterbrochen wird.
Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein Fluidversorgungssystem (124; 226) an die erste Fluidleitung (215) angeschlossen ist, wodurch bei einer Bewegung des ersten Kolbens (209) in dem ersten Hydraulikzylinder (208) eine zusätzlich benötigte Menge des Fluids (214) in die erste Fluidkammer (210) nachströmt und eine überschüssige Menge des Fluids (214) in der ersten Fluidkammer (210) in dem ersten Hydraulikzylinder (208) in das Fluidversorgungssystem (124; 226) hinein strömt und das Fluidversorgungssystem (124; 226) ein Fluidreservoir (113; 227) umfasst, in dem die überschüssige Menge des Fluids (214) aufgefangen wird und aus dem die zusätzlich benötigte Menge des Fluids (214) gespeist wird, wobei das Fluidversorgungssystem (124; 226) direkt an die erste Fluidleitung (215) oder über eine zweite Fluidleitung (218) an die erste Fluidleitung (215) angeschlossen wird, welche eine Verbindung zwischen der ersten Fluidleitung (215) und dem Fluidversorgungs- system (124; 226) ist.
4. Hubkolbenbrennkraftmachine (201) nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Kolben (209) und der zweite Kolben (212) unterschiedlich große Kolbenflächen und der erste Hydraulikzylinder (208) und der zweite Hydraulikzylinder (211) entsprechend unterschiedlich große Querschnitte aufweisen.
5. Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Fluidleitung (215) einen ersten Widerstand (219) aufweist, durch den das Hin- oder Herströmen des Fluids (214) gedrosselt wird und so eine Geschwindigkeit zum Einstellen von mindestens einem variablen Verdichtungsverhältnis begrenzt wird.
6. Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein Rückschlagventil (220) in der ersten Fluidleitung (215) angebracht ist, um das Hin- oder Herströmen des Fluids (214) an einer Stelle in der ersten Fluidleitung (215), an der das Rückschlagventil (220) angeordnet ist, auf eine Richtung zu beschränken.
7. Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der hydraulische Verstellmechanismus (202) ein System zu einer definierten Positionserkennung (221) des hydraulischen Verstellmechanismus (202) beinhaltet.
8. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der hydraulische Verstellmechanismus (202) eine definierte Position (222) hat.
9. Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass an jedem Pleuel (203) ein Ventilsystem (216; 253) angeordnet ist, welches sich im Bereich des Hublagerauges an einer äußeren Seite (223) des Pleuels befindet, sodass das Ventilsystem (216; 253) von außen am Pleuel (203) betätigt werden kann.
10. Verfahren zum Verändern eines einstellbaren Verdichtungsverhältnis in einem Zylinder (224) einer Hubkolbenbrennkraftmaschine (201) durch Betätigen eines hyd- raulischen Verstellmechanismus (202), der einem Pleuel (203) einer Hubkolben- brennkraftmaschine (201) zugeordnet ist, und das Pleuel (203) an einem Ende ein Hublagerauge (205) und an einem anderen Ende ein Pleuellagerauge (204) um- fasst, wobei sich im Hublager- (205) oder Pleuellagerauge (204) ein dort gelagerter Exzenter (206) dreht, sofern sich ein erster Kolben (209) in einem ersten Hydraulikzylinder (208) und dazu gegensinnig ein zweiter Kolben (212) in einem zweiten Hydraulikzylinder (211) bewegen, wobei eine effektive Länge des Pleuels (203) geändert wird, und im Pleuel (203) die Verstellung des Exzenters (206) bewirkende Bewegung des Kolbens über eine Fluidüberströmung durch eine erste Fluidleitung (215) aus dem ersten Hydraulikzylinder (208) direkt in den zweiten Hydraulikzylinder (211) erfolgt.
11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass ein Überströmen des Fluids (214) von dem ersten Hydraulikzylinder (208) in den zweiten Hydraulikzylinder (211) über eine Fluidleitung (225) erfolgt, wobei dieses Überströmen mittels eines Ventilsystems (216; 253) unterbrochen wird.
12. Verfahren nach Anspruch 10 oder 11 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Über- schuss des Fluids (214) in der ersten Fluidleitung (215) in ein Fluidversorgungs- system (124; 226) strömt und ein zusätzlicher Bedarf des Fluids (214) in der ersten Fluidleitung (215) aus dem Fluidversorgungssystem (124; 226) gespeist wird.
13. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 12 dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellmechanismus (202) in eine definierte Position (222) bewegt wird.
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