WO2021115711A1 - Hubsteller für einen hubvariablen ventiltrieb mit zwei arbeitslagen - Google Patents

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Sebastian Sperrhacke
Din Wabbals
Giovanni Mincione
Steffen Lohde
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Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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Definitions

  • the invention relates to a lift actuator, in particular a cam of a camshaft, for a variable lift valve drive and a variable lift valve drive for a gas exchange valve of an internal combustion engine and a method for operating a variable lift valve drive for a gas exchange valve of an internal combustion engine.
  • the Miller internal combustion engine is an internal combustion engine named after Miller, in which the fuel is introduced into the sucked-in air during the intake process, which results in an ignitable mixture in the cylinder, as in a gasoline engine.
  • a Miller internal combustion engine In contrast to the Otto engine, a Miller internal combustion engine is characterized by a fifth work step.
  • the Miller internal combustion engine is therefore also referred to as a "five-stroke".
  • the inlet valve is closed during the intake stroke, which leads to an expansion of the mixture up to the end of the intake tract.
  • the pressure and temperature in the combustion chamber are lower This reduces the tendency to knock. The consequence of these changes is less pollutants and a higher efficiency of the internal combustion engine.
  • the intake valve lift curve must not exceed a certain opening duration. This short opening duration is significantly less than that of internal combustion engines that are operated with the conventional Otto cycle. Thereby there is usually a significantly increased charge pressure requirement, which in turn limits the maximum power output.
  • a valve drive device for variable stroke adjustment of a gas exchange valve of an internal combustion engine in which the gas exchange valve with the interposition of a transmission element is connected to a roller movable about an axis of rotation and egg ner an idle stroke curve and a lift curve comprehensive control path in an end area of a for Lift actuation of the gas exchange valve by a camshaft controlled swivel lever, the spring-loaded swivel lever assigned to the cam on the other end for variable stroke adjustment via a pivotable pivot point which can be controlled and fixed by means of an adjusting device and is supported along a circular path.
  • the valve drive device is characterized in that a circular path arranged on a housing part of the internal combustion engine serves as a backdrop with a radius around the axis of rotation of the roller of the transmission element to support the swivel lever, which can be changed in position in a controlled manner is formed on a valve clearance in the Ven tiltriebvorraum parked ramp.
  • a variable-stroke valve drive is known in which the pivot lever (called intermediate lever there) is pivoted by an eccentric which has a storage area, so that there is an operationally reliable maximum gas exchange valve acceleration where it is functionally expedient.
  • the control cross-section area under the valve lift curve
  • the valve accelerations are limited in terms of their maximum, minimum and course in known valve trains of the type described above. The two boundary conditions - valve opening time and limited valve acceleration - result in a maximum control cross-section and valve lift that can be represented.
  • a stroke actuator for a stroke-variable valve drive having an adjusting contour arranged around an axis of rotation of the stroke actuator, in particular in the circumferential direction around the axis of rotation, for deflecting a stroke adjustment of the valve drive.
  • the stroke adjustment is deflected in particular in a radial direction with respect to the axis of rotation and / or in particular at a fixed circumferential angular position around the axis of rotation, at which contact with the stroke adjustment is provided, when the stroke actuator is rotated about the axis of rotation.
  • the adjusting contour has a deflection area, a deflection area and a deflection area.
  • a deflection area of the setting contour is to be understood in particular as that circumferential area of the setting contour with which the stroke adjustment is then deflected when, with its movement at a maximum stroke in conventional operation or a maximum stroke in Miller operation, it moves the gas exchange valve out of its rest position (the closed position). deflects.
  • the setting contour is to be understood in particular as the circumferential area of the setting contour with which the stroke adjustment is deflected when it moves the gas exchange valve into its rest position (the closed position) with a maximum stroke in conventional operation or a maximum stroke in Miller operation.
  • a deflection area of the setting contour is to be understood in particular as the circumferential area of the setting contour with which the stroke adjustment is deflected when it moves the gas exchange valve in the area of its maximum deflection with a maximum stroke in conventional operation or a maximum stroke in Miller operation, so that after the deflection away from the rest position, the movement begins again towards the rest position.
  • the setting contour has a deflection / switching compensation area between the deflection area and the deflection area and / or a deflection / switching compensation area between the deflection area and the deflection area.
  • switching compensation range for a rotation around the axis of rotation in particular for a rotation speed that is at least substantially constant for the rotation, an absolute value of a gradient of a change in a valve lift control variable of the lift actuator is smaller than in the deflection range and in the deflection range.
  • a switch compensation area i.e. either the deflection switch compensation area or the deflection switch compensation area
  • a switch compensation area is an area, in particular a peripheral area, of the setting contour of the stroke actuator, within which the contact point with the stroke adjustment is when the stroke actuator is rotated about its axis of rotation, if the working curve at a maximum stroke in conventional operation or a maximum stroke in Miller operation rests against the stroke lever in its area of maximum curvature in order to deflect or deflect the gas exchange valve.
  • this is the case “earlier” in the switching compensation range in conventional operation, and “later” in the switching compensation range in Miller operation.
  • a larger control cross-section can be achieved in conventional operation and a smaller control cross-section in Miller operation.
  • the lift actuator is designed as a cam of a camshaft, the valve lift control variable being a radius of the adjusting contour of the cam along a circumferential surface of the cam.
  • the gradient is an acceleration of an intended contact point between the adjusting contour of the cam and the stroke adjustment, which is designed in particular with or as an intermediate lever, when the cam rotates with the cam shaft about its axis of rotation.
  • the valve lift control variable is a radius of the adjusting contour along a circumferential surface of a cam of a camshaft.
  • a radius development is, in particular, a change in the radius in the circumferential direction of the control contour. This change in the radius comes into play in particular at a point of contact between the adjusting contour and the stroke adaptation when the adjusting contour rotates about its axis of rotation at the rotational speed of the camshaft.
  • the gradient of the valve lift control variable is in particular that change in the valve lift control variable over the direction of movement of the lift actuator which is decisive for the movement of the lift adjustment or the gas exchange valve.
  • a switching compensation range of the adjusting contour is to be understood in particular as a peripheral range of the adjusting contour which is provided and set up to provide the maximum acceleration of the gas exchange valve of the internal combustion engine in both working positions of a stroke adjustment of the valve drive.
  • a lift actuator designed in this way in particular a cam, a predetermined ratio of the maximum valve accelerations can be ensured in a conventional operation on the one hand and a Miller operation on the other.
  • a variable-lift valve train with such a lift actuator can be used without structural changes in engine concepts with different lift ratios in conventional operation on the one hand and miller operation on the other.
  • an amount i.e.
  • the gradient ratios mentioned relate in particular to an average gradient in the switching compensation area and to a maximum value or an average value of the gradient in the relevant adjacent area.
  • variable-stroke valve drive for a gas exchange valve of an internal combustion engine is proposed.
  • the internal combustion engine can be, for example, a gasoline engine or a diesel engine.
  • the stroke-variable valve drive has a stroke adjustment with a working curve which can be arranged at least in a first working position to position a partial stroke and in a second working position to position a maximum stroke, where the working curve has a maximum curvature in one area.
  • variable valve drive has a stroke actuator which has an adjusting contour for deflecting the stroke adjustment.
  • variable valve drive has a lift lever that can be deflected by means of the working curve and can thereby set a stroke of the gas exchange valve, in particular the working curve of the deflected stroke adjustment when moving via a contact surface of the lift lever can set the gas exchange valve.
  • the valve drive in particular the lift actuator in cooperation with, in particular a maximum curvature, the lift adjustment is set up to provide the gas exchange valve with a ratio of the maximum valve accelerations in the first working position and the maximum To set valve accelerations in the second working position to one another, the ratio being dependent on the gradient of the change in the valve lift control variable of the lift actuator in the switching compensation range.
  • the valve drive in particular the stroke actuator, in cooperation with, in particular a maximum curvature, the stroke adjustment, is set up to accelerate the gas exchange valve in the first working position and in the second working position with at least substantially the same maximum valve acceleration to enable the widest possible usability of the valve drive using different engine concepts.
  • the adjusting contour of the stroke actuator is set up in particular to move the stroke adjustment, in particular the working curve, with a ratio of a speed of the stroke adjustment in the first working position and a speed of the stroke adjustment in the second working position, the ratio being the gradient of the change in the Valve stroke command variable of the stroke actuator in the switching compensation area is dependent.
  • This can be achieved with a lift actuator according to the invention, for example, without further adaptation, if the lift adaptation is deflected about a fixed deflection axis. If this is not the case, an effect of the movable steering axis of the stroke adjustment has to be taken into account, especially in the formation of the adjusting contour of the stroke actuator.
  • a movement of the contact point of the positioning contour with the stroke adjustment is to be designed in such a way that a shift of the contact point due to the pivot point adjustment for the Millerbe drive is to be maintained.
  • the person skilled in the art can use tools known per se for optimizing the topology of drive components.
  • This procedure has proven to be more expedient than a trail-and-error procedure, as is the case, for example, with the iterative adaptation of a setting contour of the lift actuator (for example the cam contour of a cam on the camshaft). would be used.
  • the contour of the individual components involved in the movement of the valves is normally influenced indirectly via the movement specifications (e.g. valve lift via cam angle).
  • the approach according to the invention contains the solution to a multivariate problem: for the design of the valve drive according to the invention, it must allow at least essentially the same maximum valve acceleration in the two working positions. To do this, the contours of the stroke actuator (setting contour), the stroke adjustment (including the working curve) and the stroke lever must be coordinated with one another.
  • valves In particular - regardless of the positioning of the working curve in the first or in the second working position - at a certain speed of the stroke actuator (for example the camshaft) the valves must be issued with the same maximum acceleration.
  • the stroke adjustment is an intermediate lever (also called a pivot lever), which on the one hand is slidably mounted on a slide track of a gate and on the other hand has the working curve, the intermediate lever being displaceable along the slide track with a second adjusting device .
  • an intermediate lever also called a pivot lever
  • the lifting lever is an intermediate element such as a roller rocker arm, via which the working cam is in operative connection with the gas exchange valve.
  • the lift actuator is a first adjusting device, in particular a cam of a camshaft, for pivoting the intermediate lever about a point near the link against a spring force of a spring element.
  • a method for operating a stroke-variable valve drive for a gas exchange valve of an internal combustion engine where the valve drive can be designed according to an embodiment of the invention.
  • the method has at least the following steps: (i) determining an exhaust gas temperature in an operating situation of the internal combustion engine; (ii) Determining whether the valve train is to be switched to a conventional operating mode or to a Miller operating mode in the operating situation, the operating mode to be switched being determined as a function of the exhaust gas temperature determined.
  • the exhaust gas temperature is determined at an end of an exhaust manifold remote from the engine and / or in the catalytic converter and / or at a turbine inlet of a turbine of an exhaust gas turbocharger of the internal combustion engine, in particular with variable turbine geometry.
  • the valve train is switched to the Miller operating mode. In this way it can be ensured in particular that the internal combustion engine is operated, if necessary, in an operating mode that enables protection of temperature-critical components of the exhaust gas routing, and in particular a turbine of an exhaust gas turbocharger and / or a catalytic converter.
  • the thermal inertia of the temperature-critical components can then also be used to the effect that a conventional operation is switched on first - which enables a higher output or a faster achievement of this - and the Miller operation is switched on before one for the turbocharger turbine and / or the catalyst reaches a critical temperature level. Since the charge pressure requirement in Miller operation always exceeds that in conventional operation, this must be provided as a protective function for temperature-critical components as required.
  • the limit value of the exhaust gas temperature is determined as a function of a material parameter, in particular a heat resistance of a turbine material and / or an exhaust gas routing material of the exhaust gas turbo charger.
  • the method additionally or alternatively has at least the following steps: determining an exhaust gas temperature and / or an expression of at least one other temperature parameter of the internal combustion engine; Determining an operating mode to be switched, in particular a conventional operating mode or a Miller operating mode, depending on the determined temperature; and switching the stroke adjustment into the first working position or into the second working position of the working curve as a function of the determined operating mode.
  • the invention is based, inter alia, on the following consideration:
  • the opening period required for Miller operation should be set at any point in time.
  • a conventional (non-Miller) operation (Otto cycle) with, at least almost, the maximum opening duration is set first, in particular by setting the second working position of the stroke adjustment of the valve drive.
  • the maximum permissible exhaust gas temperature is only reached with a time delay after the start of full load and the low boost pressure requirement of the conventional control times has a positive effect on drivability and power output. Only when the maximum exhaust gas temperature is reached is the internal combustion engine switched to Miller mode, in particular by setting the first working position of the stroke adjustment of the valve train.
  • the exhaust gas temperature and / or other relevant operating temperatures can there be determined for example by a physical model and / or by a sensor.
  • Valve trains used in the applicant's products enable the opening times to be shortened under full load conditions, which is required to represent Miller operation, but this can result in a serious reduction in the valve lift and thus the control cross-section.
  • a valve train specifically designed for Millerbe drive leads to an improved Miller stroke profile. With a comparable opening time, there is a larger control cross-section than before.
  • One challenge now is to enable a fully variable valve train designed for Miller operation also for larger control cross-sections.
  • the full lift profile should continue to enable non-Miller operation with a slight increase in the boost pressure requirement compared to the current valve train.
  • the invention is now based, inter alia, on the idea of overall achieving an optimal compromise between non-Miller and Miller operation, which maximizes the advantages of the combined operating strategy.
  • the valve train in particular is designed in such a way that, for example, clearance and / or other functional aspects enable a higher lift than the maximum lift that can be represented with the Miller opening duration.
  • the Miller valve lift is not designed as the maximum valve lift of the system, but rather as a partial lift. If the target valve lift is now increased beyond the Miller lift, the opening duration and the control cross-section increase until the functionally maximum lift is reached.
  • the fully variable valve train is designed in such a way that the accelerations in the Miller valve lift range and from then on up to the absolute valve lift maximum are almost constant at a maximum. This ensures that both a conventional valve lift and a Miller valve lift can release the maximum possible control cross-section and are mechanically robust.
  • a person skilled in the art can use tools known per se for optimizing the topology of drive components for a corresponding adaptation of the valve train.
  • the cam contour, the contour of the intermediate lever in the contact area with the cam and on the working curve, and the contact area of the roller cam follower must be coordinated with the working curve.
  • a valve drive adapted in this way has further advantages due to the possibility of setting the strokes and opening times above the defined Miller valve stroke curve.
  • the optimal Miller target opening time can vary.
  • the optimal opening time can now always be set according to these boundary conditions and the resulting operating strategy and always releases the best possible control cross-section.
  • valve train is to be installed as a common part in different engines with different peripherals and / or general operating strategies, this is possible without making any changes to the kinematics.
  • the optimal opening time which varies depending on the motor, can be set without hardware changes and always enables the best possible control cross-section.
  • a compromise must be found between the maximum stroke (with conventional full load) and the miller partial stroke (with miller full load) of the gas exchange valve.
  • a deviation from a constant intermediate lever speed in the shift compensation range to a slight increase in the speed for the maximum stroke (conventional full load) or a slight reduction in the speed for the partial miller stroke (full miller load) can increase or decrease the quality of the respective operating points (with regard to Opening period and / or tax cross-section) are assigned.
  • How the compromise between partial miller stroke and maximum stroke looks in a certain application can be tailored to the customer's benefit in accordance with requirements with regard to gas exchange or combustion.
  • the gradient of the change in the valve lift control variable varies in the switching compensation range or that the gradient in the switching compensation range is, in particular, at least substantially constant.
  • the average gradient of the change in the valve lift control variable in the switching compensation range can, in particular, be at least substantially zero, so that the maximum valve accelerations in conventional operation on the one hand and in Miller operation on the other hand, in particular at least substantially, are identical.
  • the average gradient of the change in the valve lift control variable between the deflection area and the deflection area is negative.
  • the average gradient of the change in the valve lift control variable in the switching compensation area between the deflection area and the deflection area is positive.
  • the average gradient in the deflection switching compensation area is negative or positive, and / or the average gradient in the deflection switching compensation area is positive or negative.
  • the lift actuator is a cam of a camshaft and / or the valve lift control variable is a radius development along a circumferential surface of the cam, in particular based on a circumferential direction of the cam, starting from an axis of rotation of the cam on the camshaft.
  • the circumferential surface of the cam is the adjusting contour and is designed to deflect an intermediate lever of the valve drive, in particular when the cam rotates about an axis of rotation of the camshaft, whereby a speed, in particular a rotational speed of the intermediate lever about its axis of rotation, in particular only or predominantly, depends on a radius change of the circumferential surface of the cam over its circumferential angle.
  • the working curve of the stroke adjustment has a maximum curve curvature in one area, the adjusting contour of the stroke actuator being set up to move the working curve in the first working position and in the second working position at constant speed, as long as the contact surface of the lifting lever rests against the area of the maximum curvature of the working curve.
  • the area of maximum curvature is arranged at an edge of the stroke area, in particular the edge of the stroke area is that which a contact element of the stroke lever on the working curve at the beginning and the stroke process happens.
  • the stroke area has an at least less, in particular not, curved area, which is in particular arranged directly adjacent to the area of maximum curvature.
  • a contact position of the lifting lever with the working curve when the maximum stroke is reached and / or a contact position of the lifting lever with the working curve when the Miller stroke is reached is assigned to the less curved area.
  • valve drive is set up to adapt an actuating time of the lift actuator, in particular by means of a variable camshaft control.
  • the valve drive has a sensor-based and / or model-based temperature detection device for detecting an exhaust gas temperature and / or at least one other temperature parameter of the internal combustion engine.
  • the temperature detection device is set up to detect the exhaust gas temperature and / or the at least one other temperature parameter at an end of an exhaust manifold remote from the engine and / or at a turbine inlet of a turbine, in particular with variable turbine geometry. This means that the temperature measurement can be used to protect components in the exhaust gas duct.
  • the valve drive has a control unit for operating the valve drive, which is set up in particular to set different working positions of the working curve.
  • the control unit can, for example, be part of a higher-level engine control, drive control or vehicle control device.
  • an earlier actuating time of the lift actuator is set, in particular by means of a variable camshaft control.
  • Fig. 1 shows a section through a variable stroke valve drive according to an exemplary embodiment of the invention.
  • Fig. 2 shows diagrams in which for one revolution of the camshaft of the variable-lift valve drive according to FIG. 1, the lift of the gas exchange valve or the speed of valve deflection or the acceleration during valve deflection is plotted against a crank angle of the crankshaft when the valve train 1 with a method according to an exemplary embodiment of the invention is operated ben.
  • FIG. 3 shows the working curve of the valve drive according to FIG. 1.
  • Fig. 4 shows a cross section through a stroke actuator of a variable stroke Ven valve drive according to a further exemplary embodiment of the invention.
  • Fig. 5 shows schematically a course of a gradient of a change in a valve lift control variable over the circumference of an adjusting contour of the stroke actuator according to FIG. 4, when rotating about the axis of rotation of the stroke actuator.
  • Fig. 6 shows a course of the intermediate lever movement and the valve lifts in conventional operation and in Miller operation for a known valve drive with a cam on a cam shaft and an intermediate lever as a stroke adjustment.
  • Fig. 7 shows for the valve train from Fig. 4, a course of the Eisenhebelbe movement and the valve lifts in conventional operation and in Millerbe drove.
  • FIG. 8 schematically shows a topology of an internal combustion engine with a stroke-variable valve drive according to FIG. 4.
  • FIG. 1 shows a section through a variable-stroke valve drive 1 installed in a cylinder head 15 for an internal combustion engine, not shown, with a view of a first gas exchange valve actuation unit 3.
  • the gas exchange valve actuation unit 3 is provided for actuating gas exchange valves 2 with the same effect .
  • the internal combustion engine has four cylinders in series, each with two gas exchange valves 2 that act in the same way.
  • the stroke-variable valve drive 1 arranged in the cylinder head 15 has a stroke adjustment 4, an intermediate lever, which on the one hand is mounted with a roller, not numbered, so that it can slide on a slide track 6 of a gate 7 and, on the other hand, has a working curve 8.
  • the working curve is divided into a base circle area Bg and a stroke area Bh, the working curve 8 having an area BKmax with a constant maximum curvature Kmax at least in part of the stroke area Bh.
  • the stroke area Bh has no or at least a lesser curvature.
  • the working curve 8 is operatively connected via a lift lever 9, a roller rocker arm, to a gas exchange valve 2 in such a way that the gas exchange valve 2 can be deflected along the drawn axis into a certain stroke h with a speed v and an acceleration a.
  • the roller rocker arm 9 is supported on the one hand on a shaft of the gas exchange valve 2 and on the other hand on a lash adjuster 5, a hydraulic lash adjuster.
  • a lift actuator 10 also referred to as the first actuating device 10
  • the setting contour NK is defined by a radius profile around the pivot point of the cam 10 along the circumferential direction U10 shown.
  • the intermediate lever 4 is displaceable with a second adjusting device 13, an eccentric disk of an eccentric shaft, along the slide track 6 via the intermediate lever 4 on the slide track 6 supporting role.
  • a first working position A 1 for a 25 Miller operation and a second working position A 2 for normal operation are ben 29o.
  • the eccentric contour is defined by a radius profile around the pivot point of the eccentric along the drawn circumferential direction U13.
  • the second adjusting device 13 thus has a zero setting point for a zero stroke, a second setting point for a partial stroke and a third setting point for a full stroke of the gas exchange valve 2.
  • Each setting point is represented by a curve point of a segment of a circle of the eccentric disk, ie when the second adjusting device 13 is rotated, the intermediate lever 4 is moved in its position along the slide track 6, whereby a gas exchange valve stroke, which occurs by rotating the stroke actuator 10, can be changed.
  • Zero lift means that the gas exchange valve 2 is shut down, which corresponds to a cylinder shutdown.
  • Partial stroke means that the gas exchange valve 2 has a gas exchange valve stroke smaller than a full stroke, such as in Miller operation, for example.
  • Full lift means the maximum possible valve lift.
  • the second adjusting device 13 can also be replaced by linear adjusting devices instead of a cam disk, which have different stops or locking devices, corresponding to the zero stroke, the partial stroke and the full stroke of the gas exchange valve 2.
  • the actuation can be electrical and / or be done mechanically or hydraulically. In the present exemplary embodiment, the actuation takes place by an electric motor.
  • the contours of the stroke actuator (setting contour NK), the stroke adjustment 4 (including the working curve 8), and the stroke lever were used in the design of the valve drive 1 9 coordinated.
  • a common software tool for optimizing the topology of drive components was used for a corresponding adjustment of the valve train.
  • the cam contour NK were , The contour of the inter mediate lever in the contact area with the cam 10 and on the working cam 8, as well as the contact area of the roller finger follower 9 with the working cam 8 aufeinan the matched.
  • the cam contour NK was suitably adapted so that the existing valve drive assembly, the gas exchange valve actuation unit 3, can continue to be used unchanged.
  • the cam contour NK - that is, along the circumferential direction of U10, the radius profile of the cam 10 - must order the egg Nander corresponding maximum accelerations a ma x, A be adjusted to achieve the result for the skilled person in each individual case of the known application a software tool known per se for topology optimization and from the requirements known in individual cases from the operating strategy of the engine.
  • Fig. 2 shows three diagrams: in the upper diagram, the stroke h is entered over the crank angle KW, in the middle diagram, the stroke speed v is entered over the crank angle KW and in the lower diagram, the Hubbe acceleration a is entered over the crank angle KW.
  • a conventional (non-Miller) operation is first set with, at least almost, the maximum opening duration, in particular by setting the second working position of the stroke adjustment of the valve drive. This operating case is shown with solid lines in the diagrams.
  • the middle diagram shows that a lower maximum speed vmill of valve 2 is sufficient for setting - compared to the maximum speed vmax in normal operation.
  • the lower diagram acceleration diagram
  • the middle diagram shows that a lower maximum speed vmill of valve 2 is sufficient for setting - compared to the maximum speed vmax in normal operation.
  • the lower diagram acceleration diagram
  • the working curve 8 rolls on the roller rocker arm 9 in its area of maximum curvature BKmax.
  • a roller of the roller finger follower 9 touches the working curve, depending on the operating mode, at point hmill or at point hmax, that is, in each case in area Bn.
  • Fig. 4 shows a cross section through a lift actuator 10 of a variable lift valve drive 1 according to a further exemplary embodiment of the invention.
  • the valve drive - and thus also the lift actuator 10 - can be designed as in the exemplary embodiment according to FIG. 1, but also differently.
  • the lift actuator 10 is designed as a cam of a camshaft 20 and is non-rotatably connected to the camshaft 20.
  • the cam 10 On its circumferential side, the cam 10 has an adjusting contour NK which, at a fixed angular position W (with the exception of the deflection movement, if applicable), has a contact point S for deflecting the stroke adapter 4 against the latter.
  • the setting contour NK points along the circumferential direction U10 of the cam 10 ver different circumferential regions of: a deflection region 22 to deflect the stroke adjustment 4 from its rest position, a Auslenk switching balance region 24 to tune the maximum Auslenk valve accelerations a ma x, A in the con ventional operation and a m ax, miii, a at Miller operation of the valve train, a Umlenkbe rich 26 for setting the maximum valve lift, a turn-in GmbH GmbHsbe- rich 28 for tuning the maximum turn-in valve accelerations a ma x, e in conventional operation and a ma x, miii , E in Miller operation of the valve drive, as well as a turning area 30 for turning the stroke adjustment 4 into its rest position.
  • a real setting contour NK can be optimized by the person skilled in the art, taking into account the specific specifications of the invention and other specifications - for example from the kinematics of the valve train - using suitable software.
  • the distance (i.e. radius) between the axis of rotation 21 and the contact point S changes at the angular position W according to the respective radius of the cam 10 at a certain circumferential position.
  • the different radii r1 and r2 are shown in FIG. 4 as an example.
  • the contact point S with increasing radius and deflects the stroke adjustment 4 with increasing speed vS and a maximum of the acceleration of the contact point aS.
  • the deflection switching compensation area 24 is then passed through, in which the radius continues to grow, but within the meaning of the invention the contact point S along a movement axis L of the contact point S with constant (see solid line in the diagram of FIG. 5) or slightly deflects shrinking (see dashed line in the diagram of FIG. 5) speed.
  • the radius initially increases more slowly and then becomes smaller and smaller after the maximum deflection of the contact point S (and thus of the gas exchange valve 2) has been passed.
  • the Einlenk-Schaltaus GmbHs Society 28 is passed through, in wel chem the radius continues to shrink, but within the meaning of the invention, the contact point S turns along the movement axis L of the contact point S at a constant or slightly increasing speed.
  • the minimum radius r1 with which the gas exchange valve 2 is arranged in its rest position is then reached again in the deflection area 30.
  • Fig. 5 shows schematically a course of a gradient of a change in a Ven valve stroke control variable over the crank angle KW of the camshaft 20 (also over the circumference U) of an adjusting contour NK of the lift actuator 10 according to FIG. 4, with egg ner rotation about the axis of rotation 21 of the lift actuator .
  • the gradient corresponds to the acceleration aS of the contact point S in accordance with the deflection by the setting contour NK.
  • the contact point S will not proceed; accordingly the acceleration aS is equal to zero.
  • the acceleration In the deflection area 22, the acceleration reaches a positive maximum before it is either zero (solid line) or slightly negative (dashed line with short lines) or slightly positive (dash-dotted line) in the deflection switching compensation area 24. In the deflection area 26, the acceleration reaches a negative maximum.
  • an absolute value of the acceleration aS in the deflection switching compensation area 24 is smaller than in the two adjacent areas 22 and 26.
  • FIG. 6 shows for a known valve train with a cam on a cam shaft and an intermediate lever as a stroke adjustment a course of the intermediate lever movement and the valve lifts in conventional operation and in Miller operation.
  • an optimal valve lift i.e. one with a maximum control cross-section
  • Every other stroke is a consequence of this design on the maximum stroke and is then not optimal.
  • a real valve lift curve with normal operation and Miller operation is - for a known valve train - shown in Fig. 6 and explained below.
  • the intermediate lever movement - is at least essentially proportional to the travel path of the contact point xS *, the course of which is entered here - must therefore have its maximum speed vS * at this point / area (cf. reference symbol 100 in FIG. 6).
  • the length of the opening area is determined by the geometry of the working curve and, in principle, cannot differ for partial strokes of the maximum stroke.
  • the maximum acceleration of the intermediate lever as well as the maximum turn-in valve acceleration a ma x, E * the gas exchange valve 2 is by restoring spring forces limited.
  • the area of the speed reduction must begin immediately after driving through the opening area. After the opening area of the working curve has been driven through during the design stroke, the intermediate lever speed vS * accordingly falls (see. Be reference numeral 200 in FIG. 6).
  • the opening area of the working curve in the partial stroke - i.e. during Miller operation - is traversed with an area of the intermediate lever movement xS * which, compared to the area at the maximum stroke, is present later (see reference numeral 300 in Fig . 6).
  • the Ge speed vS * is here as described above lower than maximum stroke and therefore the maximum valve acceleration a m ax, miii, A * smaller and the control cross-section not more maximum / optimal. The same applies to closing the valve.
  • Fig. 7 shows for the valve train from Fig. 4 a course of the Eisenhebelbewe supply xS and the valve lifts hmax and hmill in conventional operation and in mill operation, from which it is clear that the invention makes a crucial difference here, which is explained below.
  • the intermediate lever movement S has an area of constant speed vS in the deflection shift compensation area 24 and in the deflection shift compensation area 28 (cf. reference numeral 400 in FIG. 6). It follows that the valve train 1 in the first working position A1 and in the second working position A2, the gas exchange valve 2 with at least an equal substantially maximum Ventilbeschleuni supply a m ax, miii, A upon deflection or a m ax, miii, E when turning.
  • a compromise can be found between a maximum valve lift at conventional full load and a miller partial lift at miller full load.
  • a predetermined deviation from a constant intermediate lever speed vS towards a slight increase in the speed vS with a conventional stroke or by a slight reduction in the speed vS in the case of the partial miller stroke more or less quality can be assigned to the respective operating stroke with regard to, for example, opening duration and / or control cross section.
  • FIG. 8 schematically shows a topology of a vehicle drive 50 with a
  • Internal combustion engine 52 with a variable-lift valve drive 1 which can be designed in particular according to FIG. 1 and / or according to FIG. Based on the illustration, a method according to an exemplary embodiment of the invention for operating a stroke-variable valve drive is explained below, which can be designed, for example, in accordance with the exemplary embodiment according to FIG.
  • the vehicle drive 50 additionally has a turbocharger 54, an exhaust gas duct 56 and an exhaust gas aftertreatment device 58.
  • the representation of the various fluid ducts is greatly simplified and is not intended to explain any details of the vehicle drive 1, but only the idea of the invention and certain exemplary embodiments. For example, neither an exhaust gas recirculation nor a diverter valve or a wastegate is shown, although these components, like other components, are installed in many turbo engines.
  • the internal combustion engine 52 has four cylinders 60 (but can have more or fewer cylinders) which are supplied with an air-fuel mixture by means of the charge air supply 6 and an injection unit 14, with the valve drive 1 supplying the charge air via the gas exchange valves 2 in the cylinder 60 and the removal of exhaust gases from the cylinders is determined.
  • a temperature sensor 62 is in the exhaust gas flow immediately in front of a turbine 64 of the turbocharger 54 (for example at the downstream end of the exhaust manifold). The temperature sensor 62 is set up to detect an expression of an exhaust gas temperature, in particular in real time, at a predetermined point T3 at which it is arranged.
  • the temperature is not or not exclusively recorded by means of the temperature sensor 62, but, in particular, exclusively by means of a corresponding temperature model 64 for the point T3, or at least by means of a comparison between the characteristics detected by the sensor 62 and the temperature model 64.
  • Such a temperature model 64 holds with sufficient accuracy and reliability, preferably depending on operating characteristics of the drive 50, for a plurality of combinations of the operating characteristics in each case a temperature to be expected at the point T3 of the exhaust gas duct 56 under consideration.
  • the exhaust gas routing also has a control means 66 which is connected to the temperature sensor 62, to the injection unit 14, to the valve train 1 and to the temperature model 55 for the transmission of control commands and / or status data and / or sensor data.
  • the control means 66 can also be designed to be integrated with a control means of the internal combustion engine 52, the drive 50 or the entire motor vehicle.
  • the two steps (i) determine an exhaust gas temperature T in an operating situation of the internal combustion engine 52; (ii) Determine whether the valve train 1 is to be switched to a conventional operating mode or to a Miller operating mode in the operating situation, the operating mode to be switched being determined as a function of the exhaust gas temperature T determined.
  • the exhaust gas temperature T is determined at the point T3, in particular at an end of an exhaust manifold of the exhaust gas duct 56 remote from the engine and / or at a turbine input of a turbine 55 with variable turbine geometry of the exhaust turbocharger 54 of the internal combustion engine 52.
  • the limit value T g of the exhaust gas temperature T is determined as a function of a heat resistance of a turbine material of the exhaust gas turbocharger 54.
  • control means 100 reference symbols in FIG. 6 200 reference symbols in FIG. 6 300 reference symbols in FIG. 6 400 reference symbols in FIG. 7
  • A2 second working position of the stroke adjustment a acceleration of the gas exchange valve 3max, A maximum acceleration of the gas exchange valve in conventional operation during deflection

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Hubsteller (10) für einen hubvariablen Ventiltrieb (1), aufweisend eine um eine Drehachse (21) des Hubstellers angeordnete Stellkontur (NK) zum Auslenken einer Hubanpassung (4) des Ventiltriebs bei einer Drehung des Hubstellers um die Drehachse, wobei die Stellkontur einen Auslenkbereich (22), einen Umlenkbereich (26) und einen Einlenkbereich (30) aufweist. Ferner betrifft die Erfindung einen hubvariablen Ventiltrieb (1) und ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs.

Description

Hubsteller für einen hubvariablen Ventiltrieb mit zwei Arbeitslagen
Die Erfindung betrifft einen Hubsteller, insbesondere einen Nocken einer Nocken welle, für einen hubvariablen Ventiltrieb und einen hubvariablen Ventiltrieb für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine sowie ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine.
Aufgrund der zunehmenden Anforderungen an einen niedrigen Kraftstoffverbrauch und eine niedrige Emissionierung wird immer mehr ein anfettungsfreier Betrieb im ganzen Motorkennfeld angestrebt. Eine Anwendung des Miller-Brennverfahrens leistet dabei einen wichtigen Beitrag. Aufgrund der sich reduzierenden Klopfnei gung kann eine frühere Schwerpunktlage der Verbrennung eingestellt werden, bei spielsweise mittels einer variablen Nockenwellensteuerung.
Die Miller-Brennkraftmaschine ist eine nach Miller benannte Brennkraftmaschine, bei der der Kraftstoff während des Ansaugvorganges in die angesaugte Luft einge bracht wird, was wie beim Ottomotor ein zündfähiges Gemisch im Zylinder ergibt.
Im Gegensatz zum Ottomotor zeichnet sich eine Miller-Brennkraftmaschine durch einen fünften Arbeitsschritt aus. Deshalb wird die Miller-Brennkraftmaschine auch als „Fünftakter" bezeichnet. Das Einlassventil wird schon während des Ansaugtak tes geschlossen, was zu einer Expansion des Gemisches bis zum Ende des An saugtraktes führt. In der nachliegenden Kompressionsphase ergeben sich gerin gere Druck und Temperatur im Brennraum beim Zündzeitpunkt. Dies reduziert die Klopfneigung. Die Folge dieser Änderungen sind weniger Schadstoffe, und ein hoher Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine.
Soll eine Brennkraftmaschine nach dem Miller-Brennverfahren betrieben werden, so darf die Einlassventilhubkurve eine bestimmte Öffnungsdauer nicht überschrei ten. Diese kurze Öffnungsdauer liegt deutlich unter denen von Brennkraftmaschi nen, die mit dem konventionellen Otto-Kreisprozess betrieben werden. Dadurch kommt es i.d.R. zu einem deutlich erhöhten Ladedruckbedarf, der wiederum die maximale Leistungsausbeute beschränkt.
Zum technischen Umfeld wird beispielsweise auf die europäische Patentschrift EP 1 387 928 B1 hingewiesen. Aus dieser ist eine Ventiltriebsvorrichtung zur vari ablen Hubverstellung eines Gaswechselventils einer Brennkraftmaschine bekannt, bei der das Gaswechselventil unter Zwischenschaltung eines Übertragungsele ments mit einer um eine Drehachse beweglichen Rolle in Verbindung steht und ei ner eine Leerhubkurve und eine Hubkurve umfassenden Steuerbahn in einem End bereich eines zur Hubbetätigung des Gaswechselventils von einer Nockenwelle ge steuerten Schwenkhebels, wobei der federbelastet über eine Kurvenbahn dem No cken zugeordneten Schwenkhebel andernends zur variablen Hubverstellung über einen mittels einer Verstelleinrichtung gesteuert lageveränderbaren und fixierbaren Schwingdrehpunkt längs einer Kreisbahn abgestützt ist. Die Ventiltriebsvorrichtung ist dadurch gekennzeichnet, dass eine an einem Gehäuseteil der Brennkraftma schine angeordnete Kreisbahn als Kulisse mit einem Radius um die Drehachse der Rolle des Übertragungselements der gesteuert lageveränderbaren Abstützung des Schwenkhebels dient, wobei die Steuerbahn des Schwenkhebels im Übergangsbe reich zwischen Leerhubkurve und Hubkurve mit einer auf ein Ventilspiel in der Ven tiltriebvorrichtung abgestellten Rampe ausgebildet ist.
Wenn man eine Brennkraftmaschine mit einem solchen Ventiltrieb mit einem Brennverfahren betreiben möchte, bei dem im Bereich maximaler Leistung ein re duzierter Gaswechselventilhub anliegt (Miller-Verfahren), nutzt man die Dynamik grenzen des Ventiltriebs nicht voll aus, da auch der maximale Gaswechselventilhub bei maximaler Drehzahl erreichbar sein muss.
Aus der DE 102015214 115 A1 ist ein hubvariabler Ventiltrieb bekannt, bei wel chem der Schwenkhebel (dort Zwischenhebel genannt) durch einen Exzenter ge schwenkt wird, der einen Ablagebereich aufweist, sodass sich eine betriebssichere maximale Gaswechselventilbeschleunigung dort ergibt, wo sie funktional zweckmä ßig ist. Um die Ladungswechselanforderungen bestmöglich zu erreichen, muss aber bei gegebener maximaler Öffnungsdauer der Steuerquerschnitt (Fläche unter der Ven tilhubkurve) maximiert werden. Um bei der geforderten Motormaximaldrehzahl trotzdem einen mechanisch robusten Ventiltrieb zu erhalten, sind jedoch bei be kannten Ventiltrieben der oben beschriebenen Art die Ventilbeschleunigungen hin sichtlich ihres Maximums, Minimums und Verlaufs begrenzt. Aus beiden Randbe dingungen - Ventilöffnungsdauer und begrenzte Ventilbeschleunigung - ergibt sich ein maximal darstellbarer Steuerquerschnitt und Ventilhub.
Vor diesem Hintergrund ist es eine Aufgabe der Erfindung, einen hubvariablen Ventiltrieb für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine zu verbessern.
Diese Aufgabe wird gelöst durch einen Hubsteller einen hubvariablen Ventiltrieb mit den Merkmalen von Anspruch 1 , einen hubvariablen Ventiltrieb mit den Merkmalen von Anspruch 9 sowie durch ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventil triebs mit den Merkmalen von Anspruch 14. Die abhängigen Ansprüche betreffen vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung wird ein Hubsteller für einen hubvariablen Ventiltrieb vorgeschlagen, wobei der Hubsteller eine um eine Drehachse des Hub stellers, insbesondere in Umfangsrichtung um die Drehachse, angeordnete Stell kontur zum Auslenken einer Hubanpassung des Ventiltriebs aufweist. Das Auslen ken der Hubanpassung erfolgt insbesondere in eine radiale Richtung bezüglich der Drehachse und/oder insbesondere an einer fixen Umfangswinkelposition um die Drehachse, an welcher eine Berührung mit der Hubanpassung vorgesehen ist, bei einer Drehung des Hubstellers um die Drehachse. Die Stellkontur weist einen Aus lenkbereich, einen Umlenkbereich und einen Einlenkbereich aufweist.
Unter einem Auslenkbereich der Stellkontur ist insbesondere derjenige Umfangsbe reich der Stellkontur zu verstehen, mit welchem die Hubanpassung dann ausge lenkt wird, wenn sie mit ihrer Bewegung bei einem Maximalhub im konventionellen Betrieb oder einem Maximalhub im Millerbetrieb das Gaswechselventil aus seiner Ruheposition (der geschlossenen Position) auslenkt. Unter einem Einlenkbereich der Stellkontur ist insbesondere derjenige Umfangsbereich der Stellkontur zu ver stehen, mit welchem die Hubanpassung dann ausgelenkt wird, wenn sie mit ihrer Bewegung bei einem Maximalhub im konventionellen Betrieb oder einem Maximal hub im Millerbetrieb das Gaswechselventil in seine Ruheposition (die geschlossene Position) einlenkt. Unter einem Umlenkbereich der Stellkontur ist insbesondere der jenige Umfangsbereich der Stellkontur zu verstehen, mit welchem die Hubanpas sung dann ausgelenkt wird, wenn sie mit ihrer Bewegung bei einem Maximalhub im konventionellen Betrieb oder einem Maximalhub im Millerbetrieb das Gaswechsel ventil im Bereich seiner maximalen Auslenkung umlegt, sodass nach der Auslen kung von der Ruheposition weg wieder die Bewegung hin zu Ruheposition beginnt.
Ferner weist die Stellkontur einen Auslenk-Schaltausgleichsbereich zwischen dem Auslenkbereich und dem Umlenkbereich und/oder einen Einlenk-Schaltausgleichs- bereich zwischen dem Umlenkbereich und dem Einlenkbereich auf. Dabei ist in ei nem, insbesondere jedem, Schaltausgleichsbereich bei einer Drehung um die Drehachse, insbesondere bei einer für die Umdrehung zumindest im Wesentlichen konstanten Drehgeschwindigkeit, ein Absolutwert eines Gradienten einer Änderung einer Ventilhubführungsgröße des Hubstellers kleiner ist als in dem Auslenkbereich und in dem Umlenkbereich.
Insbesondere ist ein Schaltausgleichsbereich (also entweder der Auslenk-Schalt- ausgleichsbereich oder der Einlenk-Schaltausgleichsbereich) ein Bereich, insbe sondere ein Umfangsbereich, der Stellkontur des Hubstellers, innerhalb dessen bei Drehung des Hubstellers um seine Drehachse die Berührstelle mit der Hubanpas sung liegt, wenn die Arbeitskurve bei einem Maximalhub im konventionellen Betrieb oder einem Maximalhub im Millerbetrieb in ihrem Bereich maximaler Krümmung an dem Hubhebel anliegt, um das Gaswechselventil auszulenken bzw. einzulenken. Am Beispiel des Auslenkens ist dies im Schaltausgleichsbereich bei konventionel lem Betrieb „früher“ der Fall, bei Millerbetrieb „später“ im Schaltausgleichsbereich. So kann im konventionellen Betrieb ein größerer Steuerquerschnitt, im Millerbetrieb ein kleiner Steuerquerschnitt erreicht werden. Gemäß einer Ausführung ist der Hubsteller ausgebildet als ein Nocken einer No ckenwelle, wobei die Ventilhubführungsgröße ein Radius der Stellkontur des No cken entlang einer Umfangsoberfläche des Nockens ist. Der Gradient ist gemäß ei ner Ausführung eine Beschleunigung einer vorgesehenen Berührstelle zwischen der Stellkontur des Nockens und der Hubanpassung, der insbesondere mit einem oder als Zwischenhebel ausgebildet ist, bei einer Drehung des Nockens mit der No ckenwelle um deren Drehachse.
Die Ventilhubführungsgröße ist gemäß einer Ausführung ein Radius der Stellkontur entlang einer Umfangsoberfläche eines Nockens einer Nockenwelle. Eine Radius entwicklung ist insbesondere eine Änderung des Radius in Umfangsrichtung der Stellkontur. Diese Änderung des Radius kommt insbesondere an einer Berührstelle der Stellkontur mit der Hubanpassung zum Tragen, wenn sich die Stellkontur in der Drehgeschwindigkeit der Nockenwelle um deren Drehachse dreht.
Wenn der Hubsteller nicht als Nocken ausgeführt ist, ist gemäß einer Ausführung der Gradient der Ventilhubführungsgröße insbesondere diejenige Veränderung der Ventilhubführungsgröße über die Bewegungsrichtung des Hubstellers, welche für die Bewegung der Hubanpassung bzw. des Gaswechselventils ausschlaggebend ist.
Unter einem Schaltausgleichsbereich der Stellkontur ist insbesondere ein Um fangsbereich der Stellkontur zu verstehen, der dazu vorgesehen und eingerichtet ist, in beiden Arbeitslagen einer Hubanpassung des Ventiltriebs die maximale Be schleunigung des Gaswechselventils der Brennkraftmaschine zu stellen.
Mit einem derartig ausgebildeten Hubsteller, insbesondere Nocken, kann ein vorbe stimmtes Verhältnis der maximalen Ventilbeschleunigungen in einem konventionel len Betrieb einerseits und andererseits einem Millerbetrieb sichergestellt werden. In einem - durch den Umfangswinkel des Schaltausgleichbereichs - bestimmten An teil der Kurbelbewegung kann ein hubvariabler Ventiltrieb mit einem solchen Hub steller ohne bauliche Veränderungen in Motorenkonzepten mit unterschiedlichen Hubverhältnissen im konventionellen Betrieb einerseits und andererseits Millerbe trieb eingesetzt werden. Insbesondere ist dafür ein Betrag (also ein Absolutwert) eines durchschnittlichen Gradienten der Änderung der Ventilhubführungsgröße in dem Auslenk-Schaltaus- gleichsbereich bzw. in dem Einlenk-Schaltausgleichsbereich von maximal zwei Drittel oder der Hälfte, insbesondere maximal einem Fünftel, einem Achtel oder ei nem Zehntel, des Gradienten der Ventilhubführungsgröße des angrenzenden Aus lenk- bzw. Einlenkbereichs der Stellkontur vorgesehen, um ein gewünschtes Ver hältnis der maximalen Ventilbeschleunigungen im konventionellen Betrieb einer seits und andererseits im Millerbetrieb zu ermöglichen. Die genannten Gradienten verhältnisse beziehen sich insbesondere auf einen durchschnittlichen Gradienten im Schaltausgleichsbereich und auf einen Maximalwert oder einen Durchschnitts wert des Gradienten im relevanten angrenzenden Bereich.
Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung wird ein hubvariabler Ventiltrieb für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine vorgeschlagen. Die Brennkraftma schine kann beispielsweise ein Ottomotor oder ein Dieselmotor sein.
Der hubvariable Ventiltrieb weist eine Hubanpassung mit einer Arbeitskurve auf, die zumindest in einer ersten Arbeitslage zur Stellung eines Teilhubs und in einer zweiten Arbeitslage zur Stellung eines Maximalhubs angeordnet werden kann, wo bei die Arbeitskurve in einem Bereich eine maximale Kurvenkrümmung aufweist.
Zudem weist der variable Ventiltrieb einen Hubsteller auf, der eine Stellkontur zum Auslenken der Hubanpassung aufweist.
Ferner weist der variable Ventiltrieb einen Hubhebel auf, der mittels der Arbeits kurve ausgelenkt werden und dadurch einen Hub des Gaswechselventils stellen kann, wobei insbesondere die Arbeitskurve der ausgelenkten Hubanpassung beim Verfahren über eine Kontaktfläche des Hubhebels das Gaswechselventil stellen kann.
Der Ventiltrieb, insbesondere der Hubsteller im Zusammenwirken mit, insbeson dere einer maximalen Krümmung, der Hubanpassung, ist gemäß diesem Aspekt der Erfindung dazu eingerichtet, das Gaswechselventil mit einem Verhältnis der maximalen Ventilbeschleunigungen in der ersten Arbeitslage und der maximalen Ventilbeschleunigungen in der zweiten Arbeitslage zueinander zu stellen, wobei das Verhältnis von dem Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße des Hubstellers im Schaltausgleichsbereich abhängig ist.
Gemäß einer Ausführung ist der Ventiltrieb, insbesondere der Hubsteller im Zu sammenwirken mit, insbesondere einer maximalen Krümmung, der Hubanpassung, dazu eingerichtet, in der ersten Arbeitslage und in der zweiten Arbeitslage das Gaswechselventil mit einer zumindest im Wesentlichen gleichen maximalen Ventil beschleunigung zu stellen, um eine möglichst breite Verwendbarkeit des Ventil triebs über unterschiedliche Motorenkonzepte zu ermöglichen.
Die Stellkontur des Hubstellers ist insbesondere dazu eingerichtet, die Hubanpas sung, insbesondere die Arbeitskurve, mit einem Verhältnis einer Geschwindigkeit der Hubanpassung in der ersten Arbeitslage und einer Geschwindigkeit der Huban passung in der zweiten Arbeitslage zu verfahren, wobei das Verhältnis von dem Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße des Hubstellers im Schaltaus gleichsbereich abhängig ist. Dies kann mit einem erfindungsgemäßen Hubsteller beispielsweise ohne weitere Anpassung erreicht werden, wenn die Hubanpassung um eine fixe Auslenkachse ausgelenkt wird. Ist dies nicht der Fall, ist insbesondere bei der Ausbildung der Stellkontur des Hubstellers ein Effekt der beweglichen Aus lenkachse der Hubanpassung zu berücksichtigen. Insbesondere ist eine Bewegung der Berührstelle der Stellkontur mit der Hubanpassung so auszulegen, dass eine Verlagerung der Berührstelle aufgrund der Drehpunktanpassung für den Millerbe trieb vorzuhalten ist.
Um den Ventiltrieb einzurichten - und insbesondere die Stellkontur des Hubstellers sowie eine Stellkontur-Schnittstelle , die Auslenkachse und die Arbeitskurve der Hubanpassung aufeinander abzustimmen -, kann der Fachmann an sich bekannte Werkzeuge zur Topologieoptimierung von Antriebskomponenten verwenden. Die ses Vorgehen hat sich als zielführender erwiesen als eine Trail-and-Error Vorge hensweise, wie sie beispielsweise bei der iterativen Anpassung einer Stellkontur des Hubstellers (beispielsweise der Nockenkontur eines Nockens der Nockenwelle) verwendet würde. Die Kontur der einzelnen an der Bewegung der Ventile beteilig ten Komponenten wird dabei normalerweise indirekt über die Bewegungsvorgaben (z.B. Ventilhub über Nockenwinkel) beeinflusst.
Vorliegend beinhaltet der erfindungsgemäße Ansatz die Lösung eines multivariaten Problems: zur erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Ventiltriebs muss dieser eine zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Ventilbeschleunigung in den beiden Arbeitslagen ermöglichen. Dazu müssen die Konturen des Hubstellers (Stellkon tur), der Hubanpassung (inkl. der Arbeitskurve), und des Hubhebels aufeinander abgestimmt werden.
Insbesondere müssen also - unabhängig von der Positionierung der Arbeitskurve in der ersten oder in der zweiten Arbeitslage - bei einer bestimmten Drehzahl des Hubstellers (beispielsweise der Nockenwelle) die Ventile mit einer gleichen maxi malen Beschleunigung ausgestellt werden.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung die Hubanpassung ein Zwischenhebel (auch Schwenkhebel genannt), der einerseits schiebebeweglich auf einer Kulissenbahn einer Kulisse gelagert ist und anderer seits die Arbeitskurve aufweist, wobei der Zwischenhebel mit einer zweiten Stell vorrichtung entlang der Kulissenbahn verschiebbar ist.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung der Hubhebel ein Zwischenelement wie beispielsweise ein Rollenschlepphebel, über das die Arbeitskurve mit dem Gaswechselventil in Wirkverbindung steht.
In einer typischen Ausgestaltung des Ventiltriebs ist gemäß einer Ausführung der Hubsteller eine erste Stellvorrichtung, insbesondere ein Nocken einer Nockenwelle, zum Verschwenken des Zwischenhebels um einen kulissennahen Punkt gegen eine Federkraft eines Federelementes.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird ein Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs für ein Gaswechselventil einer Brennkraftmaschine vorgeschlagen, wo bei der Ventiltrieb gemäß einer Ausführung der Erfindung ausgebildet sein kann. Das Verfahren weist zumindest die folgenden Schritte auf: (i) Ermitteln einer Ab gastemperatur in einer Betriebssituation der Brennkraftmaschine; (ii) Ermitteln, ob der Ventiltrieb in der Betriebssituation in einen konventionellen Betriebsmodus oder in einen Miller-Betriebsmodus zu schalten ist, wobei der zu schaltende Betriebsmo dus in Abhängigkeit von der ermittelten Abgastemperatur ermittelt wird.
Die Abgastemperatur wird an einem motorfernen Ende eines Abgaskrümmers und/oder im Katalysator und/oder an einem Turbineneingang einer Turbine eines Abgasturboladers der Brennkraftmaschine, insbesondere mit variabler Turbinenge ometrie, ermittelt. Bei einem Erreichen oder einem Überschreiten eines Grenzwerts der Abgastemperatur wird der Ventiltrieb in den Miller-Betriebsmodus geschalten. Damit kann insbesondere sichergestellt werden, dass die Brennkraftmaschine nöti genfalls in einem Betriebsmodus betrieben wird, der einen Schutz Temperatur-kriti scher Bestandteile der Abgasführung, und insbesondere einer Turbine eines Ab gasturboladers und/oder eines Katalysators, ermöglicht.
Insbesondere kann dann auch die thermische Trägheit der Temperatur-kritischen Bestandteile dahingehend ausgenutzt werden, dass zunächst ein konventioneller Betrieb geschalten wird - was eine höhere Leistung bzw. einen schnelleres Errei chen dieser ermöglicht - und der Millerbetrieb geschalten wird, bevor ein für die ATL-Turbine und/oder Katalysator kritisches Temperaturniveau erreicht wird. Da der Ladedruckbedarf im Millerbetrieb den des konventionellen Betriebs stets über steigt, ist dieser als Schutzfunktion Temperatur-kritischer Bestandteile bedarfsge recht vorzusehen.
Gemäß einer Ausführung wird dazu der Grenzwert der Abgastemperatur in Abhän gigkeit von einem Materialkennwert, insbesondere von einer Hitzebeständigkeit ei nes Turbinenwerkstoffs und/oder eines Abgasführungswerkstoffs des Abgasturbo laders bestimmt.
Das Verfahren weist zusätzlich oder alternativ zumindest die folgenden Schritte auf: Ermitteln einer Abgastemperatur und/oder einer Ausprägung wenigstens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftmaschine; Ermitteln eines zu schal tenden Betriebsmodus, insbesondere eines konventionellen Betriebsmodus oder eines Miller-Betriebsmodus, in Abhängigkeit von der ermittelten Temperatur; und Schalten der Hubanpassung in die erste Arbeitslage oder in die zweite Arbeitslage der Arbeitskurve in Abhängigkeit von dem ermittelten Betriebsmodus.
Der Erfindung liegt unter anderem die folgende Überlegung zugrunde: In Verbin dung mit einem variablen Ventiltrieb soll die für den Millerbetrieb notwendige Öff nungsdauer zu jedem beliebigen Zeitpunkt eingestellt werden. Bei einer Volllastan forderung wird zuerst ein konventioneller (Nicht-Miller-) Betrieb (Otto-Kreisprozess) mit, zumindest nahezu, maximaler Öffnungsdauer eingestellt, insbesondere indem die zweite Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird.
Aufgrund der thermischen Trägheit der Bauteile wird die maximal zulässige Abgas temperatur erst mit einem Zeitversatz nach Beginn der Volllast erreicht und der niedrige Ladedruckbedarf der konventionellen Steuerzeiten wirkt sich auf Fahrbar keit und Leistungsausbeute positiv aus. Erst bei Erreichung der maximalen Abgas temperatur wird die Brennkraftmaschine auf den Millerbetrieb umgeschaltet, insbe sondere indem die erste Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird.
Die Abgastemperatur und/oder andere relevante Betriebstemperaturen können da bei beispielsweise durch ein physikalisches Modell und/oder durch einen Fühler be stimmt werden.
In Produkten der Anmelderin verwendete Ventiltriebe ermöglichen die zur Darstel lung des Millerbetriebs benötigte Verkürzung der Öffnungsdauer unter volllastna hen Bedingungen, allerdings kann sich dadurch eine gravierende Verkleinerung des Ventilhubs und somit des Steuerquerschnitts ergeben. Ein gezielt auf Millerbe trieb ausgelegter Ventiltrieb führt hingegen zu einem verbesserten Millerhubprofil. Bei vergleichbarer Öffnungsdauer ergibt sich ein größerer Steuerquerschnitt als zu vor. Eine Herausforderung besteht nun darin einen auf den Millerbetrieb ausgeleg ten vollvariablen Ventiltrieb auch für größerer Steuerquerschnitte zu befähigen. Das Vollhubprofil soll weiterhin einen Nicht-Millerbetrieb bei geringfügigem Anstieg des Ladedruckbedarfs im Vergleich mit dem aktuellen Ventiltrieb ermöglichen. Die Erfindung basiert nun unter anderem auf der Idee, insgesamt einen optimalen Kompromiss zwischen Nicht-Miller- und Millerbetrieb zu erreichen, der die Vorteile der kombinierten Betriebsstrategie maximiert. Um möglichst auch eine optimale Ventilhubkurve für konventionellen Betrieb zu erreichen, wird insbesondere der Ventiltrieb so ausgelegt, dass beispielsweise Freigänge und/oder andere funktio nale Aspekte einen höheren Hub ermöglichen, als jener Maximalhub der mit der Miller-Öffnungsdauer dargestellt werden kann.
Der Millerventilhub wird nicht als maximaler Ventilhub des Systems ausgelegt, son dern als ein Teilhub. Wird der Sollventilhub nun über den Millerhub hinaus erhöht, steigt die Öffnungsdauer und der Steuerquerschnitt an, bis der funktional maximale Hub erreicht wird.
Entscheidend ist unter anderem, dass es bei der angestrebten Hubverstellung bis hin zum absolut maximalen Ventilhub zu keiner Erhöhung der Ventilbeschleuni gung kommt, die hinsichtlich Verlauf und Maximum die zulässigen Grenzen über schreitet. Dementsprechend ist der vollvariable Ventiltrieb insbesondere so ausge legt, dass die Beschleunigungen im Miller-Ventilhubbereich und von da an bis zum absoluten Ventilhubmaximum nahezu konstant maximal sind. Damit wird sicherge stellt, dass sowohl ein konventioneller Ventilhub als auch Millerventilhub den maxi mal möglichen Steuerquerschnitt freigeben kann und dabei mechanisch robust ist.
Für eine entsprechende Anpassung des Ventiltriebs kann der Fachmann an sich bekannte Werkzeuge zur Topologieoptimierung von Antriebskomponenten verwen den. Zum Erreichen einer einander entsprechenden Maximalbeschleunigung müs sen die Nockenkontur, die Kontur des Zwischenhebels im Kontaktbereich mit dem Nocken und an der Arbeitskurve, sowie der Kontaktbereich des Rollenschlepphe bels mit der Arbeitskurve aufeinander abgestimmt werden. In der betrieblichen Pra xis der Anmelderin bietet es sich beispielsweise an, die Nockenkontur anzupassen, damit die bestehende Ventiltriebsbaugruppe im engeren Sinne unverändert weiter verwendet werden kann. Ein derart angepasster Ventiltrieb weist durch die Möglichkeit, Hübe und Öffnungs dauern oberhalb des definierten Millerventilhubverlaufes zu stellen, noch weitere Vorteile auf.
Wird der Motor bei unterschiedlichen Randbedingungen (Temperatur, Höhe, etc...) betrieben, so kann die optimale Miller-Sollöffnungsdauer variieren. Die optimale Öffnungsdauer kann nun immer entsprechend dieser Randbedingungen und der sich daraus ergebenden Betriebsstrategie eingestellt werden und gibt dabei immer den bestmöglichen Steuerquerschnitt frei.
Soll der Ventiltrieb als Gleichteil in verschiedene Motoren mit unterschiedlicher Pe ripherie und/oder genereller Betriebsstrategie verbaut werden, so ist dies möglich, ohne Änderungen an der Kinematik vorzunehmen. Die sich je nach Motor unter scheidende optimale Öffnungsdauer kann ohne Hardwareänderungen eingestellt werden und gibt immer den bestmöglichen Steuerquerschnitt frei.
Bezüglich einer Optimierung auf die Schwingungseigenschaften des Systems muss ein Kompromiss zwischen dem maximalen Hub (bei konventioneller Volllast) und dem Millerteilhub (bei Millervolllast) des Gaswechselventils gefunden werden. Ge mäß einer Ausführung kann durch eine Abweichung von einer im Schaltausgleichs bereich konstanten Zwischenhebelgeschwindigkeit hin zu einer leichten Erhöhung der Geschwindigkeit beim Maximalhub (konventioneller Volllast) bzw. einer leichten Reduktion der Geschwindigkeit bei Millerteilhub (Millervolllast) den jeweiligen Be triebspunkten mehr oder weniger Güte (hinsichtlich Öffnungsdauer und/oder Steu erquerschnitt) zugeordnet werden. Wie in einem bestimmten Anwendungsfall der Kompromiss zwischen Millerteilhub und Maximalhub aussieht, kann fachgemäß in Abstimmung mit Anforderungen hinsichtlich Ladungswechsel bzw. Verbrennung auf den Kundennutzen abgestimmt werden.
Je nach dem Ergebnis dieser Optimierung ergibt sich gemäß unterschiedlicher Ausführungen, dass der Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße in dem Schaltausgleichsbereich variiert oder, dass der Gradient in dem Schaltaus gleichsbereich, insbesondere zumindest im Wesentlichen, konstant ist. Gemäß einer Ausführung kann der durchschnittliche Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße in dem Schaltausgleichsbereich, insbesondere zumindest im Wesentlichen, null betragen, sodass die maximalen Ventilbeschleunigungen bei konventionellen Betrieb einerseits und andererseits bei Millerbetrieb, insbesondere zumindest im Wesentlichen, identisch sind.
Um mit dem Schaltausgleichsbereich zwischen dem Auslenkbereich und Umlenk bereich eine leicht höhere Maximalbeschleunigung der Bewegung des Gaswech selventils bei konventionellem Betrieb zu ermöglichen, ist gemäß einer Ausführung der durchschnittliche Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße zwischen dem Auslenkbereich und dem Umlenkbereich negativ. Gemäß dieser Ausführung ist bei dem Schaltausgleichsbereich zwischen dem Umlenkbereich und dem Ein lenkbereich aus dem gleichen Grund der durchschnittliche Gradient der Änderung der Ventilhubführungsgröße in dem Schaltausgleichsbereich zwischen dem Um lenkbereich und dem Einlenkbereich positiv. Gemäß einer Ausführung ist der durchschnittliche Gradient in dem Auslenk-Schaltausgleichsbereich negativ oder positiv, und/oder der durchschnittliche Gradient in dem Einlenk-Schaltausgleichs- bereich ist positiv oder negativ.
Bei einem Ventiltrieb mit einer Nockenwelle ist gemäß einer Ausführung der Hub steller ein Nocken einer Nockenwelle und/oder die Ventilhubführungsgröße eine Radiusentwicklung entlang einer Umfangsoberfläche des Nockens, insbesondere bezogen auf eine Umfangsrichtung des Nockens, ausgehend von einer Drehachse des Nockens auf der Nockenwelle.
Insbesondere ist die Umfangsoberfläche des Nockens die Stellkontur, und dazu eingerichtet, insbesondere bei einer Drehung des Nockens um eine Drehachse der Nockenwelle, einen Zwischenhebel des Ventiltriebs auszulenken, wobei eine Ge schwindigkeit, insbesondere eine Drehgeschwindigkeit des Zwischenhebels um seine Drehachse, insbesondere nur oder überwiegend, abhängig ist von einer Ra diusänderung der Umfangsoberfläche des Nockens über deren Umfangswinkel. Insbesondere bei einer konstanten maximalen Kurvenkrümmung weist gemäß ei ner Ausführung die Arbeitskurve der Hubanpassung in einem Bereich eine maxi male Kurvenkrümmung auf, wobei die Stellkontur des Hubstellers dazu eingerichtet ist, die Arbeitskurve in der ersten Arbeitslage und in der zweiten Arbeitslage mit konstanter Geschwindigkeit zu verfahren, solange die Kontaktfläche des Hubhe bels an dem Bereich der maximalen Kurvenkrümmung der Arbeitskurve anliegt.
Um die zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Beschleunigung des Gas wechselventils zu erreichen, ist gemäß einer Ausführung der Bereich maximaler Krümmung an einem Rand des Hubbereichs angeordnet, insbesondere ist der Rand des Hubbereichs derjenige, welchen ein Kontaktelement des Hubhebels an der Arbeitskurve zu Beginn und des Hubvorgangs passiert.
Um die zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Beschleunigung des Gas wechselventils zu erreichen, weist gemäß einer Ausführung der Hubbereich einen zumindest weniger, insbesondere nicht, gekrümmten Bereich auf, der insbeson dere direkt angrenzend an den Bereich maximaler Krümmung angeordnet ist.
Insbesondere ist an dem weniger gekrümmten Bereich eine Kontaktposition des Hubhebels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Maximalhubs und/oder eine Kon taktposition des Hubhebels mit der Arbeitskurve bei Erreichen des Millerhubs ange ordnet.
Um im Millerbetrieb den Ventilhub frühestmöglich ansteuern zu können, ist gemäß einer Ausführung der Ventiltrieb dazu eingerichtet, einen Stellzeitpunkt des Hub stellers anzupassen, insbesondere mittels einer variablen Nockenwellensteuerung.
Gemäß einer Ausführung weist der Ventiltrieb eine sensorbasierte und/oder mo dellbasierte Temperaturerfassungseinrichtung zur Erfassung einer Abgastempera tur und/oder wenigstens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftma schine auf. Gemäß einer Ausführung ist die Temperaturerfassungseinrichtung dazu eingerich tet, die Abgastemperatur und/oder den wenigstens einen anderen Temperaturpara meter an einem motorfernen Ende eines Abgaskrümmers und/oder an einem Turbi neneingang einer Turbine, insbesondere mit variabler Turbinengeometrie, zu erfas- sen. Damit kann die Temperaturerfassung zum Schutz von Komponenten der Ab gasführung eingesetzt werden.
Gemäß einer Ausführung weist der Ventiltrieb eine Steuereinheit zum Betrieb des Ventiltriebs, die insbesondere dazu eingerichtet ist, verschiedene Arbeitslagen der Arbeitskurve zu stellen. Die Steuereinheit kann beispielsweise ein Teil einer über- geordneten Motorsteuerung, Antriebssteuerung oder Fahrzeugsteuereinrichtung sein.
Gemäß einer Ausführung wird bei einem Schalten des Miller-Betriebsmodus ein früherer Stellzeitpunkt des Hubstellers eingestellt, insbesondere mittels einer vari ablen Nockenwellensteuerung. Weitere Vorteile und Anwendungsmöglichkeiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung im Zusammenhang mit den Figuren.
Fig. 1 zeigt einen Schnitt durch einen hubvariablen Ventiltrieb nach einer bei spielhaften Ausführung der Erfindung.
Fig. 2 zeigt Diagramme, in welchen für eine Umdrehung der Nockenwelle des hubvariablen Ventiltriebs nach Fig. 1 der Hub des Gaswechselventils bzw. die Geschwindigkeit der Ventilauslenkung bzw. die Beschleuni gung bei der Ventilauslenkung jeweils gegen einen Kurbelwinkel der Kurbelwelle aufgetragen ist, wenn der Ventiltrieb nach Fig. 1 mit einem Verfahren gemäß einer beispielhaften Ausführung der Erfindung betrie ben wird.
Fig. 3 zeigt die Arbeitskurve des Ventiltriebs nach Fig. 1. Fig. 4 zeigt einen Querschnitt durch einen Hubsteller eines hubvariablen Ven tiltriebs nach einer weiteren beispielhaften Ausführung der Erfindung.
Fig. 5 zeigt schematisch einen Verlauf eines Gradienten einer Änderung einer Ventilhubführungsgröße über den Umfang einer Stellkontur des Hub stellers gemäß Fig. 4, bei einer Drehung um die Drehachse des Hub stellers.
Fig. 6 zeigt für einen bekannten Ventiltrieb mit einem Nocken auf einer No ckenwelle und einem Zwischenhebel als Hubanpassung einen Verlauf der Zwischenhebelbewegung und der Ventilhübe im konventionellen Betrieb und im Millerbetrieb.
Fig. 7 zeigt für den Ventiltrieb aus Fig. 4 einen Verlauf der Zwischenhebelbe wegung und der Ventilhübe im konventionellen Betrieb und im Millerbe trieb.
Fig. 8 zeigt schematisch eine Topologie einer Brennkraftmaschine mit einem hubvariablen Ventiltrieb gemäß Fig. 4.
Fig. 1 zeigt einen Schnitt durch einen hubvariablen Ventiltrieb 1 in Einbaulage in ei nem Zylinderkopf 15 für eine nicht dargestellte Brennkraftmaschine, mit Blick auf eine erste Gaswechselventil-Betätigungseinheit 3. Die Gaswechselventil-Betäti- gungseinheit 3 ist für die Betätigung von gleichwirkenden Gaswechselventilen 2 vorgesehen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel weist die Brennkraftmaschine vier Zylinder in Reihe auf, mit jeweils zwei gleichwirkenden Gaswechselventilen 2.
Der in dem Zylinderkopf 15 angeordnete hubvariable Ventiltrieb 1 weist eine Hubanpassung 4, einen Zwischenhebel, auf, der einerseits mit einer nicht beziffer- ten Rolle schieberollbeweglich auf einer Kulissenbahn 6 einer Kulisse 7 gelagert ist und andererseits eine Arbeitskurve 8 aufweist. Wie der Fig. 3 zu entnehmen ist, ist die Arbeitskurve einen Grundkreisbereich Bg und einen Hubbereich Bh aufgeteilt, wobei die Arbeitskurve 8 zumindest in einem Teil des Hubbereichs Bh einen Bereich BKmax mit einer gleichbleibenden maxima len Krümmung Kmax aufweist. In einem weiteren, daran angrenzenden Bereich Bn 5 weist der Hubbereich Bh keine oder zumindest eine geringere Krümmung auf.
Die Arbeitskurve 8 steht über einen Hubhebel 9, einen Rollenschlepphebel, mit ei nem Gaswechselventil 2 derart in Wirkverbindung, dass das Gaswechselventil 2 entlang der eingezeichneten Achse in einen bestimmten Hub h mit einer Geschwin digkeit v und einer Beschleunigung a ausgelenkt werden kann. io Der Rollenschlepphebel 9 ist einerseits auf einem Schaft des Gaswechselventils 2 und andererseits auf einem Spielausgleichselement 5, einem hydraulischen Spielausgleichselement, abgestützt.
Ferner ist ein Hubsteller 10 (auch als erste Stellvorrichtung 10 bezeichnet), ein No cken einer Nockenwelle, mit einer Stellkontur NK (= Nockenkontur) zum Schwen ks ken des Zwischenhebels 4 um einen kulissennahen Punkt 11 , einen Drehmittel punkt der auf der Kulissenbahn 6 abgestützten Rolle, gegen eine Federkraft eines Federelementes 12 vorgesehen. Die Stellkontur NK definiert sich durch ein Radi usprofil um den Drehpunkt des Nockens 10 entlang der eingezeichneten Umfangs richtung U10.
20 Der Zwischenhebel 4 ist mit einer zweiten Stellvorrichtung 13, eine Exzenter scheibe einer Exzenterwelle, entlang der Kulissenbahn 6 über die den Zwischenhe bel 4 auf der Kulissenbahn 6 abstützenden Rolle verschiebbar. Entsprechend einer Exzenterkontur der zweiten Stellvorrichtung 13 an der Zwischenhebel 4 zwischen einer nicht eingezeichneten Null-Arbeitslage, einer ersten Arbeitslage A 1 für einen 25 Millerbetrieb sowie einer zweiten Arbeitslage A 2 für eine Normalbetrieb verscho ben werden. Die Exzenterkontur definiert sich durch ein Radiusprofil um den Dreh punkt des Exzenters entlang der eingezeichneten Umfangsrichtung U13.
Zur Funktionsweise des hubvariablen Ventiltriebs 1 an sich wird auch auf die inter nationale Patentanmeldung WO 2002/092972 A1 hingewiesen. Die zweite Stellvorrichtung 13 weist also einen Null-Einstellpunkt für einen Nullhub, einen zweiten Einstellpunkt für Teilhub und einen dritten Einstellpunkt für einen Vollhub des Gaswechselventils 2 auf. Jeder Einstellpunkt ist durch einen Kurven punkt eines Kreissegmentes der Exzenterscheibe dargestellt, d. h. beim Verdrehen der zweiten Stellvorrichtung 13 wird der Zwischenhebel 4 in seiner Lage entlang der Kulissenbahn 6 verschoben, wodurch ein Gaswechselventilhub, der durch eine Drehung des Hubstellers 10 erfolgt, veränderbar ist.
Nullhub bedeutet, dass das Gaswechselventil 2 stillgelegt ist, was einer Zylinderab schaltung entspricht. Teilhub bedeutet, dass das Gaswechselventil 2 einen Gas wechselventilhub kleiner als einen Vollhub aufweist, wie beispielsweise bei einem Millerbetrieb. Vollhub bedeutet den maximal möglichen Ventilhub.
In weiteren Ausführungsbeispielen kann die zweite Stellvorrichtung 13 anstelle ei ner Kurvenscheibe auch durch lineare Stelleinrichtungen ersetzt werden, die unter schiedliche Anschläge bzw. Rasteinrichtungen aufweisen, entsprechend dem Null hub, dem Teilhub und dem Vollhub des Gaswechselventils 2. Die Betätigung kann hierbei elektrisch und/oder mechanisch oder hydraulisch erfolgen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel erfolgt die Betätigung elektromotorisch.
Um zumindest im Wesentlichen gleiche maximale Ventilbeschleunigung in der ers ten Arbeitslage A1 und der zweiten Arbeitslage A2 zu ermöglichen, wurden beim Design des Ventiltriebs 1 die Konturen des Hubstellers (Stellkontur NK), der Hubanpassung 4 (inkl. der Arbeitskurve 8), und des Hubhebels 9 aufeinander ab gestimmt.
Im Ausführungsbeispiel wurde für eine entsprechende Anpassung des Ventiltriebs ein gängiges Software-Werkzeug zur Topologieoptimierung von Antriebskompo nenten verwendet. Zum Erreichen einer einander entsprechenden Maximalbe schleunigung amax,A / amax,E bzw. amax,miii,A / amax,miii,E in der ersten Arbeitslage A1 und in der zweiten Arbeitslage A2 wurden die Nockenkontur NK, die Kontur des Zwi schenhebels im Kontaktbereich mit dem Nocken 10 und an der Arbeitskurve 8, so wie der Kontaktbereich des Rollenschlepphebels 9 mit der Arbeitskurve 8 aufeinan der abgestimmt. Im Ausführungsbeispiel wurde dabei lediglich die Nockenkontur NK geeignet ange passt, damit die bestehende Ventiltriebsbaugruppe, die Gaswechselventil-Betäti- gungseinheit 3, unverändert weiterverwendet werden kann.
Wie im einzelnen Anwendungsfall die Nockenkontur NK - also das Radiusprofil des Nocken 10 entlang der Umfangsrichtung U10 - angepasst werden muss, um die ei nander entsprechenden Maximalbeschleunigungen amax,A zu erreichen, ergibt sich für den Fachmann im Einzelfall aus der an sich bekannten Anwendung eines an sich bekannten Software-Werkzeugs zur Topologieoptimierung und aus den im Einzelfall bekannten Anforderungen aus der Betriebstrategie des Motors.
Nachfolgend ist anhand von Fig. 2 eine Ausführung eines Verfahrens nach einer beispielhaften Ausführung der Erfindung erläutert.
Die Fig. 2 zeigt drei Diagramme: im oberen Diagramm ist der Hub h über den Kur belwinkel KW eingetragen, im mittleren Diagramm ist die Hubgeschwindigkeit v über den Kurbelwinkel KW eingetragen und im unteren Diagramm ist die Hubbe schleunigung a über den Kurbelwinkel KW eingetragen.
In jedem der drei Diagramme ist die entsprechende Größenentwicklung h, v, a über den Kurbelwinkel zum einen für einen Maximalhub hmax (durchgezogene Linie) und zum anderen für einen Millerhub (Teilhub; Strichlinie) eingetragen.
Bei einer Volllastanforderung wird zuerst ein konventioneller (Nicht-Miller-) Betrieb mit, zumindest nahezu, maximaler Öffnungsdauer eingestellt, insbesondere indem die zweite Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs eingestellt wird. Dieser Betriebsfall ist mit durchgezogenen Linien in den Diagrammen dargestellt.
Erst bei einem Erreichen einer maximalen Abgastemperatur T (siehe exemplari sche Eintragung in Fig. 1 im Brennraum; wird im Ausführungsbeispiels modellba siert ermittelt) wird die Brennkraftmaschine auf den Millerbetrieb umgeschaltet, ins besondere indem die erste Arbeitslage der Hubanpassung des Ventiltriebs einge stellt wird. Dieser Betriebsfall ist mit Strichlinien in den Diagrammen dargestellt. Dem oberen Diagramm (Hubdiagramm) ist zum einen die geringere benötigte Hub höhe hmill beim Millerbetrieb - verglichen mit den Maximalhub hmax - zu entneh men. Zum anderen sorgt eine in Fig. 1 nicht dargestellte variable Nockenwellen steuerung dafür, dass bezogen auf den Kurbelwinkel beim Millerbetrieb der größte Hub hmill früher erfolgt als bei Normalbetrieb der größte Hub hmax.
Dem mittleren Diagramm (Geschwindigkeitsdiagramm) ist zu entnehmen, dass für den Millerbetrieb eine geringere maximale Geschwindigkeit vmill des Ventils 2 beim Stellen ausreicht - verglichen mit der maximalen Geschwindigkeit vmax beim Nor malbetrieb. Dem unteren Diagramm (Beschleunigungsdiagramm) ist die Anpassung der No ckenkontur NK gemäß diesem Ausführungsbeispiel der Erfindung zu entnehmen: im Normalbetrieb und im Millerbetrieb sind die größten Beschleunigungen amax,A und amax,miii,A bzw. amax,E und amax,miii,E identisch. In denjenigen Kurbelwinkel-Berei chen, in denen im Beschleunigungsdiagramm die größten Beschleunigungen a beim Auslenken bzw. beim Einlenken ausgewiesen werden, rollt die Arbeitskurve 8 in ihrem Bereich maximaler Krümmung BKmax an dem Rollenschlepphebel 9 ab.
Wie der Figur 3 zu entnehmen ist, berührt eine Rolle des Rollenschlepphebels 9 die Arbeitskurve je nach Betriebsart am Punkt hmill oder am Punkt hmax, also je weils im Bereich Bn. Fig. 4 zeigt einen Querschnitt durch einen Hubsteller 10 eines hubvariablen Ventil triebs 1 nach einer weiteren beispielhaften Ausführung der Erfindung. Der Ventil trieb - und damit auch der Hubsteller 10 - kann wie in dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 1 , aber auch anders ausgebildet sein.
Der Darstellung der Figur 4 ist zu entnehmen, dass der Hubsteller 10 als Nocken einer Nockenwelle 20 ausgebildet und mit der Nockenwelle 20 drehfest verbunden ist. An seiner Umfangsseite weist der Nocken 10 eine Stellkontur NK auf, die an ei ner (bis auf gegebenenfalls die Auslenkbewegung) festen Winkelposition W eine Berührstelle S zum Auslenken der Hubanpassung 4 an dieser anliegt. Die Stellkontur NK weist entlang der Umfangsrichtung U10 des Nockens 10 ver schiedene Umfangsbereiche aus: einen Auslenkbereich 22 zum Auslenken der Hubanpassung 4 aus ihrer Ruheposition, einen Auslenk-Schaltausgleichsbereich 24 zur Abstimmung der maximalen Auslenk-Ventilbeschleunigungen amax,A im kon ventionellen Betrieb und amax,miii,A im Millerbetrieb des Ventiltriebs, einen Umlenkbe reich 26 zum Stellen des maximalen Ventilhubs, einen Einlenk-Schaltausgleichsbe- reich 28 zur Abstimmung der maximalen Einlenk-Ventilbeschleunigungen amax,E im konventionellen Betrieb und amax,miii,E im Millerbetrieb des Ventiltriebs, sowie einen Einlenkbereich 30 zum Einlenken der Hubanpassung 4 in ihre Ruheposition. Die verschiedenen Bereiche 22, 24, 26, 28 und 30 sind in der Darstellung lediglich schematisch eingetragen, wie auch die eingezeichnete Stellkontur NK nur schema tisch zu verstehen ist. Eine reale Stellkontur NK der Fachmann unter Berücksichti gung der spezifischen Vorgaben der Erfindung sowie anderer Vorgaben - bei spielsweise aus der Kinematik des Ventiltriebs - durch geeignete Software optimie ren lassen.
Wenn die Nockenwelle 20 mit einer Winkelgeschwindigkeit <x> um Ihre Drehachse
21 dreht, ändert sich an der Winkelposition W entsprechend dem jeweiligen Radius des Nocken 10 an einer bestimmten Umfangsposition die Entfernung (also Radius) zwischen der Drehachse 21 und der Berührstelle S. Zum Verständnis beispielhaft die unterschiedlichen Radien r1 und r2 in Figur 4 eingezeichnet.
Mit der eingezeichneten Drehrichtung U10 passiert zunächst der Auslenkbereich
22 mit wachsendem Radius die Berührstelle S und lenkt dabei die Hubanpassung 4 mit steigender Geschwindigkeit vS und einem Maximum der Beschleunigung der Berührstelle aS aus.
Anschließend wird der Auslenk-Schaltausgleichsbereich 24 durchfahren, in wel chem der Radius zwar weiter anwächst, aber im Sinne der Erfindung die Berühr stelle S entlang einer Bewegungsachse L der Berührstelle S mit konstanter (vgl. durchgezogene Linie im Diagramm von Fig. 5) oder leicht schrumpfender (vgl. Strichlinie im Diagramm von Fig. 5) Geschwindigkeit auslenkt. Beim Durchfahren des Umlenkbereichs 26 vergrößert sich der Radius zunächst im mer langsamer und wird anschließend immer schneller kleiner, nachdem das Maxi mum der Auslenkung der Berührstelle S (und damit des Gaswechselventils 2) durchfahren ist. Anschließend wird der Einlenk-Schaltausgleichsbereich 28 durchfahren, in wel chem der Radius zwar weiter schrumpft, aber im Sinne der Erfindung die Berühr stelle S entlang der Bewegungsachse L der Berührstelle S mit konstanter oder leicht steigender Geschwindigkeit einlenkt.
Im Einlenkbereich 30 wird anschließend wieder der minimale Radius r1 erreicht, mit welchem das Gaswechselventil 2 in seiner Ruheposition angeordnet ist.
Fig. 5 zeigt schematisch einen Verlauf eines Gradienten einer Änderung einer Ven tilhubführungsgröße über den Kurbelwinkel KW der Nockenwelle 20 (also auch über den Umfang U) einer Stellkontur NK des Hubstellers 10 gemäß Fig. 4, bei ei ner Drehung um die Drehachse 21 des Hubstellers. Der Gradient entspricht im Ausführungsbeispiel der Beschleunigung aS der Berührstelle S entsprechend der Auslenkung durch die Stellkontur NK.
In einem Ruhebereich 32 der Stellkontur NK wird die Berührstelle S nicht Verfah ren; dem entsprechend ist die Beschleunigung aS gleich Null. Im Auslenkbereich 22 erreicht die Beschleunigung ein positives Maximum, bevor sie im Auslenk- Schaltausgleichsbereich 24 entweder gleich Null (durchgezogene Linie) oder leicht negativ (Strichlinie mit kurzen Strichen) oder leicht positiv (Strichpunktlinie) ist. Im Umlenkbereich 26 erreicht die Beschleunigung ein negatives Maximum. Damit ist ein Absolutwert der Beschleunigung aS im Auslenk-Schaltausgleichsbereich 24 kleiner als in den beiden angrenzenden Bereichen 22 und 26. Das gleiche gilt ana- log für den Einlenk-Schaltausgleichsbereich 28 und die beiden angrenzenden Be reiche 26 und 30, wobei hier alternativ zu einem Nullwert für die Beschleunigung aS (durchgezogene Linie) im Einlenk-Schaltausgleichsbereich 28 ein leicht positi ver Beschleunigungswert (Strichlinie mit langen Strichen) oder ein leicht negativer Beschleunigungswert (doppelt gepunktete Strichlinie) vorgesehen sein kann. Fig. 6 zeigt für einen bekannten Ventiltrieb mit einem Nocken auf einer Nocken welle und einem Zwischenhebel als Hubanpassung einen Verlauf der Zwischenhe belbewegung und der Ventilhübe im konventionellen Betrieb und im Millerbetrieb.
Insbesondere für vollvariable Ventilhübe, z.B. jene in denen ein Zwischenhebel mit einer bestimmten Bewegung mit einer daran befestigten Arbeitskurve auf einen Rollenschlepphebel drücken, kann stets nur für einen bestimmten Ventilhub (nor malerweise der Maximalhub) eine optimale Ventilerhebung, also eine mit maxima lem Steuerquerschnitt, dargestellt werden. Jeder andere Hub (normalerweise die Teilhübe) ist eine Folge dieser Auslegung auf den Maximalhub und dann nicht opti mal.
Moderne Ventilhubkurven unterscheiden sich aber deutlich von den theoretischen Kurven mit ihrerseits sehr homogenen Verläufen, insbesondere weil die Verläufe dem Schwingverhalten des Gesamtsystems angepasst sind. Dieses Schwingver halten unterscheidet sich in den verschiedenen Teilhüben. Beispielsweise wirkt eine Ordnungsoptimierung, die für den Maximalhub eingebracht wird, im Teilhub weniger stark oder gar gegenteilig und kann nur mit einer überproportionalen Re duktion der Maximalbeschleunigung kompensiert werden.
Eine reale Ventilhubkurve mit Normalbetrieb und Millerbetrieb ist - für einen be kannten Ventiltrieb - in Fig. 6 dargestellt und anschließend erläutert.
Für die maximale Beschleunigung, die zur Erreichung der optimalen Ventilhubkurve notwendig sind, muss der Öffnungsbereich der Arbeitskurve mit maximaler Ge schwindigkeit durchfahren werden. Die Zwischenhebelbewegung - ist zumindest im Wesentlichen proportional zu dem Verfahrweg der Berührstelle xS*, deren Ver lauf hier eingetragen ist - muss daher an diesem Punkt/Bereich ihre maximale Ge schwindigkeit vS* aufweisen (vgl. Bezugszeichen 100 in Fig. 6).
Die Länge des Öffnungsbereichs ist durch die Geometrie der Arbeitskurve festge legt und kann sich prinzipiell bei Teilhüben des Maximalhubs nicht unterscheiden. Die maximale Rückbeschleunigung des Zwischenhebels wie auch die maximale Einlenk-Ventilbeschleunigung amax,E* des Gaswechselventils 2 ist durch Rückstell federkräfte beschränkt. Um die möglichst hohe Geschwindigkeit des Zwischenhe bels beim Durchfahren des Öffnungsbereiches abzubauen, muss der Bereich des Geschwindigkeitsabbaus unmittelbar nach Durchfahren des Öffnungsbereiches be ginnen. Nachdem der Öffnungsbereich der Arbeitskurve bei Auslegungshub durch fahren wurde, fällt demnach die Zwischenhebelgeschwindigkeit vS* ab (vgl. Be zugszeichen 200 in Fig. 6).
Bedingt durch den prinzipiellen Aufbau des vollvariablen Hubstellers wird der Öff nungsbereich der Arbeitskurve im Teilhub - also beim Millerbetrieb - mit einem Be reich der Zwischenhebelbewegung xS* durchfahren, der im Vergleich zu dem Be reich bei Maximalhub, später vorliegt (vgl. Bezugszeichen 300 in Fig. 6). Die Ge schwindigkeit vS* ist hier wie oben beschrieben niedriger als bei Maximalhub und daher die maximale Ventilbeschleunigung amax,miii,A* geringer und der Steuerquer schnitt nicht mehr maximal/optimal. Gleiches gilt analog beim Ventilschließen.
Es muss also bei den bekannten Ventiltrieben schon bei der Auslegung entschie den werden, auf welchen Ventilhub optimal ausgelegt wird. Dieses Optimum hat der Fachmann bei den bekannten Ventiltrieben am Maximalhub ausgelegt, da die ser die Systemleistung beeinflusst.
Fig. 7 zeigt für den Ventiltrieb aus Fig. 4 einen Verlauf der Zwischenhebelbewe gung xS und der Ventilhübe hmax und hmill im konventionellen Betrieb und im Mil lerbetrieb, aus dem deutlich wird, dass die Erfindung hier einen entscheidenden Unterschied macht, der nachfolgend erläutert ist.
Es wird ganz bewusst auf eine maximale Ventilbeschleunigung amax,A im konventio nellen Betrieb des Ventiltriebs 1 bzw. auf eine möglichst hohe Geschwindigkeit vS der Zwischenhebelbewegung, bedingt durch eine lange Bremsphase des Zwi schenhebels, bei Maximalhub verzichtet, sondern auch im konventionellen Betrieb nur eine maximale Ventilbeschleunigung amax,miii,A gestellt. Die verbleibende, maximale Beschleunigung amax,miii,A wird auch im Teilhub, dem Millerhub erzeugt. Da hier die Öffnungsdauer kürzer ist, muss die Zwischenhebel geschwindigkeit vS geringer sein. Die maximale Zwischenhebelbeschleunigung aS bei niedrigerer Geschwindigkeit vS wird durch eine größere Krümmung BKmax auf der Arbeitskurve 8 erzeugt. Die Zwischenhebelgeschwindigkeit vS darf im Ausfüh rungsbeispiel nie, auch nicht bei Maximalhub, nennenswert größer werden als im Millerteilhub. Damit geht ganz bewusst Steuerquerschnitt verloren.
Die Zwischenhebelbewegung S weist einen Bereich konstanter Geschwindigkeit vS im Auslenk-Schaltausgleichsbereich 24 und im Einlenk- Schaltausgleichsbereich 28 auf (vgl. Bezugszeichen 400 in Fig. 6). Daraus ergibt sich, dass der Ventiltrieb 1 in der ersten Arbeitslage A1 und in der zweiten Arbeitslage A2 das Gaswechsel ventil 2 mit einer zumindest im Wesentlichen gleichen maximalen Ventilbeschleuni gung amax,miii,A beim Auslenken bzw. amax,miii,E beim Einlenken stellt.
Insbesondere aus den Fig. 6 und 7 ergibt sich anschaulich der Unterschied zwi schen bekannten Ventiltrieben und dem erfindungsgemäßen Ventiltrieb 1. Die be kannten Ventiltriebe weisen - wie in Fig. 6 aufgezeigt - eben keine einander ent sprechende oder sehr ähnliche maximale Ventilbeschleunigung amax,A bzw. amax,miii,A im Normalbetrieb und im Millerbetrieb auf. Vielmehr wird im konventionellen Betrieb eine maximale Ventilbeschleunigung amax,A* und im Millerbetrieb eine kleinere ma ximale Ventilbeschleunigung amax,miii,A* gestellt. Gleiches gilt analog für das Einlen ken des Ventils.
Allenfalls ein leichter Abfall der Zwischenhebelgeschwindigkeit vS im Auslenk- Schaltausgleichsbereich 24 kann - muss aber nicht - in einzelnen Anwendungsfäl len im Sinne einer Gesamtoptimierung des Systems sinnvoll sein.
Bezüglich einer Optimierung auf die Schwingungseigenschaften des Systems kann ein Kompromiss zwischen einem maximalen Ventilhub bei konventioneller Volllast und einem Millerteilhub bei Millervolllast gefunden werden. Dafür kann durch eine vorbestimmte Abweichung von einer konstanten Zwischenhebelgeschwindigkeit vS hin zu einer leichten Erhöhung der Geschwindigkeit vS bei konventionellem Hub bzw. durch eine leichte Reduktion der Geschwindigkeit vS bei Millerteilhub dem je weiligen Betriebshub mehr oder weniger Güte hinsichtlich beispielsweise Öffnungs dauer und/oder Steuerquerschnitt zugeordnet werden. Daraus resultieren in einer Abwandlung des dargestellten Ausführungsbeispiels leichte von Null abweichende Beschleunigungswerte aS in dem Auslenk-Schaltausgleichsbereich 24 bzw. dem Einlenk-Schaltausgleichsbereich 28 (vgl. Strichlinien im Diagramm in Fig. 5).
Wie genau der Kompromiss zwischen Millerteilhub und Maxhub aussieht, ist insbe sondere unter Berücksichtigung von Vorgaben hinsichtlich Ladungswechsel bzw. Verbrennung im Sinne eines Optimums abzustimmen. Fig. 8 zeigt schematisch eine Topologie eines Fahrzeugantriebs 50 mit einer
Brennkraftmaschine 52 mit einem hubvariablen Ventiltrieb 1, der insbesondere ge mäß Fig. 1 und/oder gemäß Fig. 4 ausgebildet sein kann. Anhand der Darstellung wird nachfolgend ein Verfahren nach einer beispielhaften Ausführung der Erfindung zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs erläutert, der beispielsweise gemäß im Ausführungsbeispiel nach Figur 1 und/oder gemäß dem Ausführungsbeispiel nach Figur 4 ausgebildet sein kann.
Der Fahrzeugantrieb 50 weist zusätzlich einen Turbolader 54, eine Abgasführung 56 und eine Abgasnachbehandlungsvorrichtung 58 auf. Die Darstellung der ver schiedenen Fluidführungen ist stark vereinfacht und soll nicht jegliche Details das Fahrzeugantriebs 1, sondern lediglich den Gedanken der Erfindung und bestimmter beispielhafter Ausführungen erläutern. So ist beispielsweise weder eine Abgasrück führung noch ein Schubumluftventil oder ein Wastegate dargestellt, obwohl diese Komponenten wie auch andere Komponenten bei vielen Turbomotoren verbaut sind. Der Verbrennungsmotor 52 weist im Ausführungsbeispiel vier Zylinder 60 auf (kann aber mehr oder weniger Zylinder aufweisen), die mittels der Ladeluftzuführung 6 und einer Einspritzeinheit 14 mit Luft-Kraftstoff-Gemisch versorgt werden, wobei der Ventiltrieb 1 über die Gaswechselventile 2 die Zufuhr der Ladeluft in die Zylin der 60 und die Abfuhr der Abgase aus den Zylindern bestimmt. In der Darstellung der Fig. 1 ist ein Temperatursensor 62 im Abgasstrom unmittel bar vor einer T urbine 64 des T urboladers 54 (beispielsweise am stromabwärtigen Ende des Abgaskrümmers). Der Temperatursensoren 62 ist dazu eingerichtet, an einer vorbestimmten Stelle T3, an welcher er angeordnet ist, eine Ausprägung ei ner Abgastemperatur, insbesondere in Echtzeit, zu erfassen.
Für die dargestellte Ausführung der Erfindung ist es jedoch genauso gut möglich, dass die Erfassung der Temperatur nicht oder nicht ausschließlich mittels des Tem peratursensors 62 erfolgt, sondern, insbesondere ausschließlich, mittels eines ent sprechenden Temperaturmodells 64 für die Stelle T3, oder zumindest mittels eines Abgleichs zwischen den durch den Sensor 62 erfassten Ausprägungen und dem Temperaturmodell 64.
Ein solches Temperaturmodell 64 hält mit einer ausreichenden Genauigkeit und Verlässlichkeit vorzugsweise in Abhängigkeit von Betriebskenndaten des Antriebs 50 für eine Vielzahl von Kombinationen der Betriebskenndaten jeweils eine zu er wartende Temperatur an der betrachteten Stelle T3 der Abgasführung 56 bereit.
Die Abgasführung weist zudem ein Steuermittel 66 auf, welches zur Übermittlung von Steuerbefehlen und/oder Zustandsdaten und/oder Sensordaten mit dem Tem peratursensor 62, mit der Einspritzeinheit 14, mit dem Ventiltrieb 1 sowie mit dem Temperaturmodell 55 verbunden ist. Das Steuermittel 66 kann auch integriert mit einem Steuermittel des Verbrennungsmotors 52, des Antriebs 50 oder des gesam ten Kraftfahrzeugs ausgebildet sein.
Zur Durchführung des Verfahrens erfolgen die beiden Schritte (i) Ermitteln einer Abgastemperatur T in einer Betriebssituation der Brennkraftmaschine 52; (ii) Ermit teln, ob der Ventiltrieb 1 in der Betriebssituation in einen konventionellen Betriebs modus oder in einen Miller-Betriebsmodus zu schalten ist, wobei der zu schaltende Betriebsmodus in Abhängigkeit von der ermittelten Abgastemperatur T ermittelt wird. Die Abgastemperatur T wird dabei an der Stelle T3, insbesondere an einem motor fernen Ende eines Abgaskrümmers der Abgasführung 56 und/oder an einem Turbi neneingang einer Turbine 55 mit variabler Turbinengeometrie des Abgasturbola ders 54 der Brennkraftmaschine 52, ermittelt. Bei einem Erreichen oder einem Überschreiten eines Grenzwerts T g der Abgastemperatur T wird der Ventiltrieb 1 in den Miller-Betriebsmodus geschalten.
Der Grenzwert T g der Abgastemperatur T wird in Abhängigkeit von einer Hitzebe ständigkeit eines Turbinenwerkstoffs des Abgasturboladers 54 bestimmt.
BEZUGSZEICHENLISTE
1 Ventiltrieb
2 Gaswechselventil
3 Gaswechselventil-Betätigungseinheit
4 Hubanpassung (insbesondere Zwischenhebel)
5 Spielausgleichselement
6 Kulissenbahn
7 Kulisse
8 Arbeitskurve
9 Hubhebel (insbesondere Rollenschlepphebel)
10 Hubsteller / erste Stellvorrichtung (insbesondere Nocken einer Nockenwelle)
11 kulissennaher Punkt
12 Federelement 13 zweite Stellvorrichtung (insbesondere Exzenterscheibe)
15 Zylinderkopf 20 Nockenwelle 21 Drehachse 22 Auslenkbereich 24 Auslenk-Schaltausgleichsbereich
26 Umlenkbereich 28 Einlenk-Schaltausgleichsbereich 30 Einlenkbereich 32 Ruhebereich 50 Fahrzeugantrieb
52 Verbrennungsmotor
54 Turbolader
55 Turbine
56 Abgasführung 58 Abgasnachbehandlungsvorrichtung
60 Zylinder 62 Temperatursensor 64 Temperaturmodell 66 Steuermittel 100 Bezugszeichen in Fig. 6 200 Bezugszeichen in Fig. 6 300 Bezugszeichen in Fig. 6 400 Bezugszeichen in Fig. 7
A1 erste Arbeitslage der Hubanpassung
A2 zweite Arbeitslage der Hubanpassung a Beschleunigung des Gaswechselventils 3max,A maximale Beschleunigung des Gaswechselventils im konventionellen Betrieb beim Auslenken
3max,mill,A maximale Beschleunigung des Gaswechselventils im Millerbetrieb beim Auslenken
3max,E maximale Beschleunigung des Gaswechselventils im konventionellen Betrieb beim Einlenken
3max,mill,E maximale Beschleunigung des Gaswechselventils im Millerbetrieb beim Einlenken aS Beschleunigung der Berührstelle
Bg Grundkreisbereich der Arbeitskurve Bh Hubbereich der Arbeitskurve
BKmax Bereich einer maximalen Krümmung der genutzten Arbeitskurve h Hub des Gaswechselventils hmax Maximalhub hmill Millerhub Kmax maximale Krümmung der Arbeitskurve KW Kurbelwinkel der Brennkraftmaschine L Bewegungsachse der Berührstelle
NK Stellkontur (insbesondere Nockenkontur) der ersten Stellvorrichtung
OT oberer Totpunkt Phmax Kontaktposition bei hmax Phmill Kontaktposition bei hmill r Radius S Berührstelle von Stellkontur und Hubanpassung T3 Position des Temperatursensors in der Abgasführung T g Grenzwert der Abgastemperatur
UT unterer Totpunkt
U10 Umfangsrichtung der ersten Stellvorrichtung
U13 Umfangsrichtung der zweiten Stellvorrichtung v Geschwindigkeit des Gaswechselventils vS Geschwindigkeit der Berührstelle
W feste Winkelposition im Umfang der Drehachse der Nockenwelle xS Verfahrweg der Berührstelle von Stellkontur und Hubanpassung co Winkelgeschwindigkeit der Nockenwelle

Claims

ANSPRÜCHE
1. Hubsteller (10) für einen hubvariablen Ventiltrieb (1), aufweisend eine um eine Drehachse (21) des Hubstellers angeordnete Stellkontur (NK) zum Aus lenken einer Hubanpassung (4) des Ventiltriebs bei einer Drehung des Hub stellers um die Drehachse, wobei die Stellkontur einen Auslenkbereich (22), einen Umlenkbereich (26) und einen Einlenkbereich (30) aufweist, gekennzeichnet durch einen Auslenk-Schaltausgleichsbereich (24) der Stellkontur zwischen dem Auslenkbereich und dem Umlenkbereich und/oder einen Einlenk-Schaltaus- gleichsbereich (28) zwischen dem Umlenkbereich und dem Einlenkbereich, wobei in einem Schaltausgleichsbereich bei einer Drehung um die Drehachse ein Absolutwert eines Gradienten (aS) einer Änderung (vS) einer Ventil hubführungsgröße (xS, r) des Hubstellers kleiner ist als in dem Auslenkbe reich und in dem Umlenkbereich.
2. Hubsteller gemäß Anspruch 1 , ausgebildet als ein Nocken (10) einer Nocken welle (20), wobei die Ventilhubführungsgröße ein Radius (r) der Stellkontur des Nocken entlang einer Umfangsoberfläche des Nockens ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Gradient eine Beschleunigung (aS) einer vorgesehenen Berührstelle (s) zwischen der Stellkontur des Nockens und der Hubanpassung bei einer Dre hung des Nockens mit der Nockenwelle um deren Drehachse ist.
3. Hubsteller gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Betrag eines durchschnittlichen Gradienten in dem Auslenk-Schaltaus- gleichsbereich bzw. in dem Einlenk-Schaltausgleichsbereich maximal zwei Drittel oder die Hälfte, insbesondere maximal ein Fünftel, ein Achtel oder ein Zehntel, des Gradienten der Ventilhubführungsgröße des angrenzenden Aus lenk- bzw. Einlenkbereichs der Stellkontur beträgt.
4. Hubsteller gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Gradient in dem Schaltausgleichsbereich variiert.
5. Hubsteller gemäß einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Gradient in dem Schaltausgleichsbereich, insbesondere zumindest im Wesentlichen, konstant ist.
6. Hubsteller gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der durchschnittliche Gradient in dem Schaltausgleichsbereich, insbesondere zumindest im Wesentlichen, null beträgt.
7. Hubsteller gemäß einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der durchschnittliche Gradient in dem Auslenk-Schaltausgleichsbereich nega tiv oder positiv ist, und/oder dass der durchschnittliche Gradient in dem Ein- lenk-Schaltausgleichsbereich positiv oder negativ ist.
8. Hubsteller gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Umfangsoberfläche die Stellkontur ist, und dazu eingerichtet ist, einen Zwischenhebel des Ventiltriebs auszulenken.
9. Hubvariabler Ventiltrieb (1 ) für ein Gaswechselventil (2) einer Brennkraft maschine, aufweisend:
- eine Hubanpassung (4), insbesondere einen Zwischenhebel, mit einer Ar beitskurve (8), die zumindest in einer ersten Arbeitslage (A1) zur Stellung ei nes Teilhubs (hmill) und in einer zweiten Arbeitslage (A2) zur Stellung eines Maximalhubs (hmax) angeordnet werden kann, wobei die Arbeitskurve einen Hubbereich (Bh) und einen Grundkreisbereich (Bg) aufweist,
- einen Hubsteller (10), insbesondere einen Nocken einer Nockenwelle, der eine Stellkontur (NK) zum Auslenken der Hubanpassung aufweist und gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche ausgebildet ist,
- einen Hubhebel (9), insbesondere einen Rollenschlepphebel, der mittels der Arbeitskurve ausgelenkt werden und dadurch einen Hub (h) des Gaswechsel ventils stellen kann, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb dazu eingerichtet ist, das Gaswechselventil mit einem Verhält nis der maximalen Ventilbeschleunigungen (amax,A, amax,E) in der ersten Ar beitslage (A1) und der maximalen Ventilbeschleunigungen (amax,miii,A, amax,miii,E) in der zweiten Arbeitslage (A2) zueinander zu stellen, wobei das Verhältnis von dem Gradient (aS) der Änderung (vS) der Ventilhubführungsgröße (xS, r) des Hubstellers im Schaltausgleichsbereich (24, 28) abhängig ist.
10. Ventiltrieb gemäß Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb dazu eingerichtet ist, in der ersten Arbeitslage und in der zwei ten Arbeitslage das Gaswechselventil mit einer zumindest im Wesentlichen gleichen maximalen Ventilbeschleunigung (amax,miii,A, amax,miii,E) zu stellen.
11. Ventiltrieb gemäß Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Stellkontur des Hubstellers dazu eingerichtet ist, die Hubanpassung mit einem Verhältnis einer Geschwindigkeit (vS) der Hubanpassung in der ersten Arbeitslage (A1) und einer Geschwindigkeit (vS) der Hubanpassung in der zweiten Arbeitslage (A2) zu verfahren, wobei das Verhältnis von dem Gradi ent der Änderung der Ventilhubführungsgröße des Hubstellers im Schaltaus gleichsbereich abhängig ist.
12. Ventiltrieb gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventiltrieb eine sensorbasierte und/oder modellbasierte Temperaturerfas sungseinrichtung (62, 64) zur Erfassung einer Abgastemperatur (T) und/oder wenigstens eines anderen Temperaturparameters der Brennkraftmaschine aufweist.
13. Ventiltrieb gemäß Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Temperaturerfassungseinrichtung dazu eingerichtet ist, die Abgastempe ratur und/oder den wenigstens einen anderen Temperaturparameter an ei nem motorfernen Ende (T3) eines Abgaskrümmers und/oder an einem Turbi neneingang (T3) einer Turbine, insbesondere mit variabler Turbinengeomet rie, zu erfassen.
14. Verfahren zum Betrieb eines hubvariablen Ventiltriebs (1), der gemäß ei nem der vorhergehenden Ansprüche 9 bis 13 ausgebildet sein kann, für ein Gaswechselventil (2) einer Brennkraftmaschine (52), zumindest aufweisend die Schritte:
- Ermitteln einer Abgastemperatur (T) in einer Betriebssituation der Brenn kraftmaschine,
- Ermitteln, ob der Ventiltrieb in der Betriebssituation in einen konventionellen Betriebsmodus oder in einen Miller-Betriebsmodus zu schalten ist, wobei der zu schaltende Betriebsmodus in Abhängigkeit von der ermittelten Abgastem peratur (T) ermittelt wird, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgastemperatur an einem motorfernen Ende (T3) eines Abgaskrümmers und/oder an einem Turbineneingang einer Turbine (55) eines Abgasturbola ders (54) der Brennkraftmaschine, insbesondere mit variabler Turbinengeo metrie, ermittelt wird, und/oder und bei einem Erreichen oder einem Überschreiten eines Grenzwerts (Tg) der Abgastemperatur der Ventiltrieb in den Miller-Betriebsmodus geschalten wird.
15. Verfahren gemäß Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Grenzwert (Tg) der Abgastemperatur in Abhängigkeit von einem Material kennwert, insbesondere von einer Hitzebeständigkeit eines Turbinenwerk stoffs und/oder eines Abgasführungswerkstoffs des Abgasturboladers (54) bestimmt wird.
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