DE19606054A1 - Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine - Google Patents
Ventiltrieb einer BrennkraftmaschineInfo
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Description
Die Erfindung betrifft einen Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine nach der Gattung des
Hauptanspruches.
Bei einem derartigen Ventiltrieb, wie er beispielsweise in der US 4,873,949
beschrieben ist, wird mindestens ein den Gaswechsel der Brennkraftmaschine
steuerndes Gaswechselventil vom Nocken einer Nockenwelle betätigt. Die
Nockenwelle ist zur Verschiebung der Ventilöffnungsphase mit einem
Verstellmechanismus versehen, durch den sie gegenüber der antreibenden Welle
relativ verdrehbar ist. Durch hydraulische Beaufschlagung dieses stirnseitig an der
Nockenwelle angeordneten Verstellmechanismusses ist ein Verschieben der
Ventilöffnungsphase in Richtung frühes Ventilöffnen bzw. spätes Ventilöffnen bezogen
auf eine Neutralstellung möglich. Zusätzlich zur Möglichkeit der Phasenverstellung ist
der Ventilhub des Gaswechselventils variabel. Dazu ist zwischen dem betätigenden
Nocken der Nockenwelle und dem Ventilteller des Gaswechselventils eine
Druckkammer angeordnet, die mit Hydraulikmedium beaufschlagbar bzw. gefüllt ist,
welches die durch den Nocken erzeugte Hubbewegung auf das Gaswechselventil
überträgt. An diese Druckkammer ist ein Steuerventil angeschlossen, über das in
Abhängigkeit von Last und Drehzahl der Brennkraftmaschine die Druckkammer
entlastbar ist, so daß die vom Nocken erzeugte Hubbewegung nicht auf das
Gaswechselventil übertragen wird. Eine derartige Ventilhubvariation nach dem
lost-motion-Prinzip ist jedoch sehr aufwendig, da sie zumindest je Zylinder der
Brennkraftmaschine ein den Druck in der Druckkammer steuerndes Ventil benötigt.
Darüber hinaus baut ein derartiger Ventiltrieb sehr hoch, um den gesamten vom
Nocken erzeugten Hub bzw. einen Teil des Hubes, zwischen Nocken und Ventilsitz
aufnehmen zu können.
Demgegenüber ist es die Aufgabe der Erfindung, einen Ventiltrieb für eine
Brennkraftmaschine so zu verbessern, daß eine weitgehende Beeinflussung der
Steuerzeiten des Ventiltriebes mit konstruktiv einfachen Mitteln und möglichst
geringem Platzbedarf möglich ist. Dabei soll neben dem Bauteil- und Bauraumaufwand
vor allem der steuerungstechnische Aufbau des Ventiltriebes möglichst effektiv und
einfach aufgebaut sein. Ein derartiger Ventiltrieb soll insbesondere in der Lage sein,
den Verbrennungsablauf der Brennkraftmaschine so zu beeinflussen, daß
insbesondere im Teillastbereich der Brennkraftmaschine deutliche
Verbrauchsverbesserungen zu erzielen sind, ohne daß daraus im Leerlaufbereich und
insbesondere im Vollastbereich Einbrüche der Leistungs- oder Drehmomentkurve
resultieren.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den kennzeichnenden Merkmalen des
Hauptanspruches gelöst. Dadurch daß zur Hubübertragung zwischen Nocken und
Gaswechselventil ein Hubübertragungselement mit zwei koppelbaren Hubelementen
genutzt wird, die mit unterschiedlichen Hubkurven eines Nockens zusammenwirken
und die mit einem verschiebbaren Koppelelement lösbar miteinander verbindbar sind
ist auf einfache Weise eine Variation des Hubes möglich. Dabei kann eine derartige
Hubvariation bei einer sehr geringen Bauhöhe ermöglicht werden. Darüber hinaus
können derartige Hubübertragungselemente bei hydraulischer Betätigung in einem
Hydraulikkreis zusammengefaßt werden, der mit deutlich geringerem Aufwand
betrieben werden kann. So kann insbesondere bei Mehrzylindermotoren auf eine
Vielzahl von Schaltventilen verzichtet werden, da die Hubübertragungselemente
mehrerer Zylinder über ein gemeinsames Steuerventil beaufschlagbar sind.
Durch die Verwendung eines derartigen Ventiltriebes für mindestens zwei Einlaßventile
pro Zylinder können die Hubübertragungselemente durch ein gemeinsames
Steuerventil beaufschlagt werden, so daß ohne Mehraufwand an Steuerventilen eine
Verbesserung des Verbrennungsablaufes möglich ist. Dabei sind gezielte Maßnahmen
zur Erzeugung eines Dralls oder Swirls möglich, indem beispielsweise die beiden
Einlaßventile in einem oder beiden Hubübertragungsmodi mit unterschiedlichen
Hubkurven betrieben werden.
Insbesondere wenn die zwei Einlaßventile eines Zylinders im Teillastbereich mit
geringen Ventilhüben betrieben werden und diese Ventilhübe unterschiedlich sind,
ergibt sich eine gezielte drallförmige Verwirbelung, durch die der Verbrennungsablauf
beeinflußt und verbessert werden kann. Ein derartiger Ventiltrieb ist besonders
platzsparend, wenn das Hubübertragungselement nach Art eines Tassenstößels mit
zwei konzentrischen Hubelementen aufgebaut ist. Ein solcher Ventiltrieb kann mit
relativ geringem Mehraufwand einen herkömmlichen Ventiltrieb mit Tassenstößeln
ersetzen.
Wird zur Verstellung der Ventilöffnungsphase eine Verstelleinheit gewählt, die zwischen
den Einlaßnockenwelle und einer sie antreibenden Auslaßnockenwelle angeordnet ist
wobei die Auslaßnockenwelle von der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine angetrieben
wird, ist damit ein Antrieb möglich, der gegenüber Phasenverstellern nach dem Prinzip
des Axialverstellers mit geringerer Baulänge auskommt. Darüber hinaus hat ein
derartiger Phasenstellmechanismus Vorteile bei Motoren mit zwei Zylinderreihen, bei
denen im Nockenwellentrieb aufgrund der geringeren Zylinderzahl und der damit
verbundenen Nockenlage und Zündfolge erhebliche Drehmomentschwankungen bzw.
Drehmomentbelastungen auftreten.
Besonders günstige Verbrauchs- und Emissionswerte für eine Brennkraftmaschine mit
einem derartigen Ventiltrieb ergeben sich, wenn im Teillastbereich innerhalb eines
mittleren Drehzahlbereiches die Einlaßventile in einer frühen Ventilöffnungsphase
betrieben werden und gleichzeitig die Ventilhübe und Öffnungsdauer der Einlaßventile
in einem unteren Lastbereich klein sind und bei Überschreiten einer vorgegebenen
Lastgrenze zu großen Ventilhüben umgeschaltet werden. Insbesondere wenn dabei die
Ventilhubumschaltung für beide Einlaßventile gleichzeitig erfolgt, kann diese
Umstellung mit einem einzigen einfach aufgebauten Schaltventil erfolgen.
Mit einem derartigen Ventiltrieb läßt sich mit relativ geringem mechanischen Aufwand
bei gleichzeitig einfachen steuerungstechnischen Aufwand und ebenfalls geringem
Aufwand an Steuerungsbauteilen (Hydraulikdruckversorgung, Steuerventile, usw.eine
wesentliche Verbrauchs- und Emissionsverbesserung im Teillastbereich erzielen, ohne
daß gegenüber Brennkraftmaschinen ohne diese Einrichtung Leistungs- bzw.
Drehmomenteinbußen im Vollastbereich auftreten. Durch entsprechende Abstimmung
im Leerlauf sind auch hier deutliche Verbrauchs- und Emissionsverringerungen
möglich.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den
Unteransprüchen und der Beschreibung. Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in
der nachfolgenden Beschreibung und Zeichnung näher erläutert. Letztere zeigt in
Fig. 1 eine schematische Darstellung des Ventiltriebes eines Zylinders einer
Brennkraftmaschine
Fig. 2 einen Schnitt durch ein als Tassenstößel ausgebildetes
Hubübertragungselement,
Fig. 3 einen Schnitt durch eine Spann- und Verstellvorrichtung zur Variation der
Ventilöffnungsphase und
Fig. 4 ein Schaltkennfeld des Ventiltriebes, in dem die unterschiedlichen
Betriebsmodi des Ventiltriebes in Abhängigkeit von Drehzahl und Last der
Brennkraftmaschine aufgetragen sind.
Der in Fig. 1 dargestellte Ventiltrieb eines Zylinders einer nicht näher dargestellten
Brennkraftmaschine weist zwei Gaswechselventile 1 auf, die jeweils über ein als Stößel
2 ausgebildetes Hubübertragungselement von den Nocken 3 einer Nockenwelle 4
betätigt werden. Jeder Stößel 2 ist in eine Bohrung 5 eines Zylinderkopfes 6
eingesetzt und stützt sich über eine Druckfeder 7 ab. Die Ventile 2 (Gaswechselventile)
umfassen einen mit einem Ventilsitz 8 des Zylinderkopfes 6 zusammenwirkenden
Ventilteller 9 sowie einen Ventilschaft 10, der mit einem Ventilfederteller 11 versehen
ist. Zwischen Ventilfederteller 11 und Zylinderkopf 6 ist eine Ventilfeder 12
angeordnet, die das Ventil 2 in der geschlossenen Stellung hält. Die Druckfeder 7
stützt sich auf der gegenüberliegenden Seite ebenfalls am Ventilfederteller 11 ab.
Das in Fig. 2 näher dargestellte Hubübertragungselement (Stößel 2) weist zwei
konzentrische Tassenelemente 13,14 (Hubelemente) auf, die jeweils mit
unterschiedlichen Nockenbereichen (Teilnocken) 15 bis 17 des jeweiligen Nockens 3
zusammenwirken. Die beiden äußeren Nockenbereiche 15 und 17 eines Nockens 3
sind gleich ausgebildet, d. h. sie haben die gleiche Hubhöhe und Phasenlage. Diese
Nockenbereiche 15 und 17 wirken mit dem äußeren der beiden Tassenelemente 13
zusammen. Der mittlere Nockenbereich 16 hat gegenüber den beiden äußeren
Nockenbereichen 15 und 17 eine geringere Hubhöhe und wirkt mit dem inneren
Tassenelement 14 zusammen. Dieses ist über ein an sich bekanntes hydraulisches
Ventilspielausgleichselement (HVA) 18 mit dem Ventilschaft 10 eines
Gaswechselventils 1 zusammen. Die beiden Tassenelemente 13 und 14 sind jeweils
etwa becherförmig ausgebildet und weisen im Bereich ihrer Böden 19, 20 jeweils eine
Bohrung 21, 22 auf, die in der in Fig. 2 dargestellten und nachfolgend näher
beschriebenen Arbeitsstellung miteinander fluchten. Die Bohrung 21 im äußeren
Tassenelement 13 ist an ihren Außenseiten durch Einsätze 23 bzw. 24 verschlossen.
Der Einsatz 23 begrenzt einen hydraulisch beaufschlagbaren Druckraum 25, der an
der anderen Seite von einem verschieblichen Kolben 26 verschlossen ist. Dieser
Kolben 26 liegt an einem in der Bohrung 22 befindlichen Koppelelement 27 an,
dessen gegenüberliegenden Stirnseite an einem zweiten Kolben 28 anliegt, der durch
eine Druckfeder 29, die sich am Einsatz 24 abstützt beaufschlagt ist. Durch
hydraulisches Beaufschlagen des Druckraumes 25 über ein nicht dargestelltes
Steuerventil aus dem ebenfalls nicht näher dargestellten Ölkreislauf der
Brennkraftmaschine wird in der in Fig. 2 dargestellten Arbeitsstellung des Stößels der
Kolben 26 in Richtung zum inneren Tassenelement 14 verschoben. Dieser Bewegung
ist die Wirkung der Druckfeder 29 entgegengerichtet, die über den zweiten Kolben 28
und das Koppelelement 27 auf den ersten Kolben 26 wirkt. Bei entsprechender
Beaufschlagung des Druckraumes 25 wird der Kolben 26 so verschoben, daß er sich
über einen Teil seiner Länge innerhalb der Bohrung 21 und zum Teil innerhalb der
Bohrung 22 im inneren Tassenelement befindet. Dadurch wird das Koppelelement 27
so verstellt, daß es sich zum Teil innerhalb der Bohrung 22 im inneren Tassenelement
14 und zum Teil innerhalb des äußeren Tassenelementes 13 befindet. In dieser
Schaltstellung des Koppelelementes sind die beiden Tassenelemente 13,14
miteinander gekoppelt, d. h. beide Tassenelemente führen den gleichen Hub aus, so
daß der größere Hub der beiden äußeren Nockenbereiche 15 und 17 auf den Schaft
10 des Gaswechselventil 1 übertragen wird. Wird über entsprechende Ansteuerung
des Steuerventils der Druck im Druckraum 25 soweit vermindert, daß der Kolben 26,
das Koppelelement 27 und der zweite Kolben 28 durch die Wirkung der Druckfeder 29
in ihrer in Fig. 2 dargestellter Arbeitsstellung zurückbewegt werden, sind die beiden
Tassenelemente 13 und 14 frei gegeneinander beweglich. In dieser Schaltstellung
wird nur die durch den mittleren Teilnocken 16 verursachte Hubbewegung über das
innere Tassenelement 13 auf den Ventilschaft 10 des Gaswechselventils 1 übertragen.
Das äußere Tassenelement 13 folgt dem Hubverlauf der beiden äußeren Teilnocken
15 und 17. Diese Bewegung des äußeren Tassenelementes erfolgt jedoch ohne
Einfluß auf das frei dazu bewegliche innere Tassenelement 14. Ein derartiges
Stößelelement ist an sich bekannt und beispielsweise in der Patentanmeldung DE 195
46 437 beschrieben.
Um einen korrekten Schaltverlauf sicherzustellen, wirkt das Koppelelement 27 mit
einem Verriegelungselement 30 zusammen, das in diesem Ausführungsbeispiel im
Boden 20 des inneren Tassenelementes 14 geführt ist. Dieses Verriegelungselement
greift in eine von zwei nebeneinander angeordnete Verriegelungsnuten 31, 32 am
Koppelelement ein und gibt dessen Bewegung erst frei, wenn es so weit angehoben
werden kann, daß es in eine Nut 33 im unmittelbaren Nockenbereich eintauchen kann.
Damit ist gewährleistet, daß ein Verschieben des Koppelelementes unabhängig von
der Druckbeaufschlagung des Druckraumes 25 nur möglich ist, wenn sich der Nocken
3 in einer definierten Drehlage befindet. Durch diese mechanische Triggerung wird
sichergestellt, daß eine Verschiebung des Koppelelementes nur erfolgen kann, wenn
sich der Nocken/die Teilnocken im Zusammenwirken mit dem Stößel in der
Grundkreisphase befinden und sofern ein ausreichend großer
Nockenwellendrehwinkelbereich für die Verschiebung zur Verfügung steht. Damit kann
erreicht werden, daß Fehlschaltungen vermieden werden und mehrere bzw. alle
schaltbaren Gaswechselventile über ein gemeinsames Steuerventil ansteuerbar sind,
da die Verstellung erst in Abhängigkeit von der Drehlage der Nockenwelle bzw. des
jeweiligen Nockens erfolgt.
Die in Fig. 3 dargestellte Kurbelwelle 34 der Brennkraftmaschine ist mit einem
Zahnriemen oder einer Kette 35 mit einer die Auslaßventile betätigenden
Auslaßnockenwelle 36 verbunden. Diese Auslaßnockenwelle 36 ist über einen als
Kette 37 ausgebildeten Endlostrieb mit der die Einlaßventile steuernden Nockenwelle 4
verbunden. Zwischen dem Lasttrum 38 und dem Lasttrum 39 der Kette 37 ist eine
hydraulische Spannvorrichtung 40 angeordnet, die jeweils an den Innenseiten der
Kette 37 angreift. Diese Spannvorrichtung besteht aus einem hohlen äußeren
Hydraulikkolben 41 und einem in diesem längsgeführten inneren, ebenfalls hohlen
Hydraulikkolben 42. Im Hohlraum zwischen den beiden Hydraulikkolben ist eine
Druckfeder 43 verspannt. Der äußere Hydraulikkolben 41 ist durch entsprechende
Druckbeaufschlagung über ein zweites, ebenfalls nicht näher dargestelltes Steuerventil
zwischen zwei Endstellungen verschiebbar. In Abhängigkeit der Schaltstellung des
nicht dargestellten Schaltventils wird dazu entweder die Stirnfläche 44 des äußeren
Kolbens 41 oder dessen Ringfläche 45 mit Druck beaufschlagt. Durch dieses
Verschieben des äußeren Hydraulikkolbens 41 zwischen Lasttrum und Laststrum der
Kette 37 wird die Nockenwelle 4 gegenüber der Auslaßnockenwelle 36 verdreht. Wird
der Hydraulikkolben 41 bei der in Fig. 3 dargestellten Anordnung in seine untere
Endlage verstellt, ergibt sich damit eine frühe Ventilöffnungsphase, bei Verschieben
des Hydraulikkolbens in seine obere Endlage ergibt sich eine spätere
Ventilöffnungsphase. Der Aufbau und die Funktionsweise eines derartigen
Phasenstellers ist an sich bekannt und wird beispielsweise in der DE 40 06 910 beschrieben.
Durch Kombination einer derartigen Phasenverstelleinrichtung (hydraulische
Spannvorrichtung 40) gemäß Fig. 3 mit einem schaltbaren Stößelelement gemäß Fig.
2 können vier verschiedene Betriebszustände des Ventiltriebes geschaltet werden:
Betriebszustand A: frühe Ventilöffnungsphase und kleiner Ventilhub,
Betriebszustand B: frühe Ventilöffnungsphase und großer Ventilhub,
Betriebszustand C: späte Ventilöffnungsphase und kleiner Ventilhub,
Betriebszustand D: späte Ventilöffnungsphase und großer Ventilhub.
Betriebszustand A: frühe Ventilöffnungsphase und kleiner Ventilhub,
Betriebszustand B: frühe Ventilöffnungsphase und großer Ventilhub,
Betriebszustand C: späte Ventilöffnungsphase und kleiner Ventilhub,
Betriebszustand D: späte Ventilöffnungsphase und großer Ventilhub.
Ein besonders verbrauchsgünstiger und dennoch leistungsfähiger Betrieb einer
Brennkraftmaschine ergibt sich, wenn die Brennkraftmaschine in Abhängigkeit von
Drehzahl und Last in einem der vier Betriebspunkte A bis D anhand des in Fig. 4
dargestellten Kennfeldes betrieben wird. Dabei ist die Drehlage der Auslaßnockenwelle
36 fest gegenüber der sie antreibenden Kurbelwelle 34 und die Einlaßnockenwelle 4
ist relativ dazu in ihrer Drehlage phasenverschieblich. Die von der Einlaßnockenwelle 4
betätigten Einlaßventile 1 werden dabei über die schaltbaren Stößel 2 von den
unterteilten Nocken 3 mit jeweils zwei unterschiedlichen Hubkurven betätigt.
Dieses Kennfeld zeigt die unterschiedlichen Betriebszustände der Brennkraftmaschine
bzw. des Ventiltriebes in Abhängigkeit von Drehzahl und Last. Es hat sich gezeigt, daß
das größte Potential zur Verbrauchsabsenkung beim Betrieb einer derartigen
Brennkraftmaschine in der Optimierung des Teillastverbrauches durch optimierte
Verbrennung, Verringerung der Ladungswechselverluste und Absenkung der
mechanischen Verlustleistung liegt. Durch entsprechende Auslegung des Ventilhubes
der Einlaßventile und durch entsprechende Kanalgeometrie der Einlaßkanäle ist eine
gezielte Ladungsbewegung einstellbar. Dabei hat sich jedoch gezeigt, daß bei
externer Darllerzeugung durch Asymmetrie der reduzierten Einlaßventilerhebungen
(geringer Ventilhub) bzw. Tumbleerzeugung durch entsprechende Kanalgestaltung
jeweils für sich oder auch in Kombination durchaus auch verbrauchsverschlechternde
Effekte auftreten können. Deutliche Verbrauchsvorteile im Teillastbereich werden bei
verringertem Ventilhub durch die Reduzierung der Ventilöffnungskräfte und damit
verringertem Reibmitteldruck erreicht. Die Reduzierung des Ventilhubes führt zu einer
Reduzierung des Antriebsmomentes des Ventiltriebes. Da bei niedrigen Drehzahlen der
Brennkraftmaschine die mechanischen Verluste bis zu 50% durch Antriebsverluste des
Ventiltriebes verursacht werden, ist damit insbesondere im Teillastbereich eine
deutliche Verbrauchsreduzierung zu erzielen. Diese Vorteile werden jedoch durch
Erzeugung einer Ladungsbewegung bei reduzierter und/oder unterschiedlichen
Ventilerhebungen zumindest teilweise kompensiert. Eine zu große Ventilhubreduktion
kann trotz erheblicher Verringerung der Ventilöffnungskräfte aufgrund deutlicher
Ladungswechselverluste zu einer Verschlechterung des effektiven
Kraftstoffverbrauches führen.
Im Teillastbereich hat sich gezeigt, daß besonders günstige Verbräuche zu erzielen
sind, wenn bei Vier-Ventil-Motoren mit zwei Einlaßventilen je Zylinder die beiden
Einlaßventile im Teillastbereich symmetrisch mit einer Ventilhubreduktion auf etwa 30%
des Vollastventilhubes betrieben werden. Durch gleichzeitige Frühverstellung der
Einlaßnockenwelle ist eine weitere Verbrauchsverbesserung zu erzielen. Gleichzeitig
werden dabei aufgrund relativ großer Überschneidungsbereiche der Ein- und
Auslaßventilöffnungsphasen und der damit verbundenen internen Abgasrückführung
deutliche Verbesserung bei den NOx-Emissionen erzielt. Die verbesserte
Gemischaufbereitung durch Aufheizung infolge des gesteigerten Restgasanteils
reduziert darüber hinaus die HC-Rohemissionen. Die interne Abgasrückführung führt
ebenfalls zu einer Reduktion der Ladungswechselverluste und trägt zu einer
Verbesserung des effektiven Verbrauchs bei.
Bei niedrigen Drehzahlen (n<n1) bis nahezu Vollast (pm,max) wird die
Brennkraftmaschine mit später Ventilöffnungsphase und kleinen Ventilhüben betrieben
(Betriebszustand C). Der in der Praxis am häufigsten genutzte mittlere Kennfeldbereich
mit vergleichsweise geringer Last (geringe Mitteldrücke pm, pm<pm1) wird unterhalb
einer Grenzdrehzahl n2 mit früher Ventilöffnungsphase und kleinen Ventilhüben
abgedeckt (Betriebszustand A). Sehr hohe Lasten (pm<pm1) bzw. hohe Drehzahlen ab
einer oberen Drehzahlgrenze (n<n2) werden mit großem Ventilhub und früher
Ventilöffnungsphase betrieben (Betriebsphase B). Oberhalb einer festgelegten oberen
Grenzdrehzahl (n<n3) wird die Brennkraftmaschine unabhängig vom Lastzustand im
Betriebszustand D (späte Ventilöffnungsphase und großer Ventilhub) betrieben.
Claims (8)
1. Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine mit mindestens einem Gaswechselventil (1) je
Zylinder, mit einer die Gaswechselventile betätigenden Nockenwelle (4), die zur
Verschiebung der Ventilöffnungsphase gegenüber der sie antreibenden Welle relativ
verdrehbar ist, mit Hubübertragungselementen (2) zwischen den Nocken (3) der
Nockenwelle und den Gaswechselventilen, und mit Mitteln (13, 14, 27) zur
Veränderung des Ventilhubes des Gaswechselventils,
dadurch gekennzeichnet,
daß mindestens ein Gaswechselventil je Zylinder mit einem Nocken (3) mit mindestens zwei Hubkurven (15, 16, 17) zusammenwirkt,
daß das Hubübertragungselement dieses Gaswechselventils zwei Hubelemente (13, 14) aufweist, die jeweils mit unterschiedlichen Hubkurven des Nockens zusammenwirken, und
daß die Hubelemente durch ein verschiebbares Koppelelement (27) lösbar miteinander verbindbar sind.
dadurch gekennzeichnet,
daß mindestens ein Gaswechselventil je Zylinder mit einem Nocken (3) mit mindestens zwei Hubkurven (15, 16, 17) zusammenwirkt,
daß das Hubübertragungselement dieses Gaswechselventils zwei Hubelemente (13, 14) aufweist, die jeweils mit unterschiedlichen Hubkurven des Nockens zusammenwirken, und
daß die Hubelemente durch ein verschiebbares Koppelelement (27) lösbar miteinander verbindbar sind.
2. Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß je Zylinder mindestens
zwei Einlaßventile (1) vorgesehen sind, und daß jedes Einlaßventil mit einem Nocken
(3) mit mindestens zwei unterschiedlichen Hubkurven (15, 16, 17) zusammenwirkt.
3. Ventiltrieb nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Nocken (3) eine
erste Hubkurve (15, 17) für großen Ventilhub und eine zweite Hubkurve (16) für
geringen Ventilhub aufweisen, und daß die Hubkurven für geringen Ventilhub der
mindestens zwei einem Zylinder zugeordneten Nocken unterschiedlich sind.
4. Ventiltrieb nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß
das Hubübertragungselement (2) nach Art eines Tassenstößels mit zwei
konzentrischen Hubelementen (13, 14) aufgebaut ist.
5. Ventiltrieb nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß
die Nockenwelle (4) zur Betätigung der Einlaßventile über einen Kettentrieb (37) mit
einer zweiten Nockenwelle (36) zur Betätigung der Auslaßventile verbunden ist, die
wiederum von der Kurbelwelle (34) der Brennkraftmaschine angetrieben wird, und daß
in diesem Kettentrieb eine Spann- und Verstelleinrichtung (40) angeordnet ist.
6. Ventiltrieb nach einem der vorangehenden Ansprüche bei dem in Abhängigkeit von
Last pm und Drehzahl d der Brennkraftmaschine die Ventilöffnungsphasen durch
Verdrehen der Einlaßnockenwelle gegenüber der sie antreibenden Welle verschiebbar
sind und in den Endstellungen des Verdrehvorganges eine frühe und eine späte
Ventilöffnungsphase eingestellt sind, dadurch gekennzeichnet, daß im mittleren
Drehzahlbereich eine frühe Öffnungsphase eingestellt wird, daß in diesem
Drehzahlbereich bei geringer bis mittlerer Last die Einlaßventile mit den Hubkurven für
kleine Ventilhübe zusammenwirken, und daß in diesem Drehzahlbereich bei
Überschreiten einer vorgegebenen Last eine Umschaltung zu den Hubkurven für große
Ventilhübe erfolgt.
7. Ventiltrieb nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß
bei Überschreiten einer vorgegebenen oberen Drehzahl unabhängig vom Lastzustand
die Einlaßventile mit großem Ventilhub bei später Ventilöffnungsphase betrieben
werden.
8. Ventiltrieb nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß
unterhalb einer vorgegebenen unteren Drehzahl die Einlaßventile innerhalb eines
Lastbereiches der Brennkraftmaschine, der bis nahe an die Maximalbelastung reicht,
mit geringen Ventilhüben bei später Ventilöffnungsphase betrieben werden.
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