DE2911889A1

DE2911889A1 - Brennkraftmaschine

Info

Publication number: DE2911889A1
Application number: DE19792911889
Authority: DE
Inventors: Takeo Fukui; Shoichiro Irimajiri
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1978-03-28
Filing date: 1979-03-26
Publication date: 1979-10-11
Also published as: DE2911889C2; US4256068A; FR2421283B1; JPS624533B2; GB2018353A; GB2018353B; CA1107202A; JPS54129206A; FR2421283A1

Description

Patentanwälte Dipl.-Img. H. Ve ic km an ν, Dipl.-Phys. Dr. K. Fincke

Dipl.-Ikg. F. A."W^ick^ian ν, Dipl.-Chem. B. Huber Dr. Ing. H. Liska

2311839

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8 000 MÜNCHEN 86, DEN O £ ^_n POSTFACH 860 820 ---'C^

MÖHLSTRASSE 22, RUFNUMMER 98 39 21/22

HONDA GIKEN KOGYO KABUSHIKI KAISHA
27-8, 6-chome, Jinguraae, Shibuya-ku Tokyo 150 / Japan

Brennkraftmaschine

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Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine, die sich für hohe Leistungsabgabe bei hoher Drehzahl eignet. Um die Leistungsabgabe pro Hubraumeinheit zu verbessern, wurde bereits vorgeschlagen, die maximale Drehzahl zu erhöhen. Hierbei treten jedoch gewisse Nachteile auf. Zunächst fällt im Bereich hoher Drehzahlen mit steigender Drehzahl der volumetrische Wirkungsgrad ab. Um die Drehzahl unter Beibehaltung eines vorbestimmten Wertes des volumetrischen Wirkungsgrades zu erhöhen, muß der Zylinder mit einer Frischluftmenge versorgt werden, die proportional der Maschinendrehzahl ist. Es ist jedoch bekannt, daß die Luftgeschwindigkeit nicht mehr zunimmt, wenn sie etwa 0,5 Mach erreicht hat, weshalb der volumetrische Wirkungsgrad dann abfällt. Um höhere volumetrische Wirkungsgrade zu erzielen, muß deshalb der effektive Öffnungsquerschnitt der Ansaugventile vergrößert werden. Der effektive Querschnitt wird durch Paktoren wie Umfang, Anzahl der Ansaugventile und Hub der Ansaugventile begrenzt.

Eine weitere Schwierigkeit, die mit zunehmender Drehzahl auftritt, besteht in einer Unzuverlässigkeit des Ventilsteuermechanismus. Wenn die Maschinendrehzahl einen vorbestimmten Bereich überschreitet, können Sprungbewegungen und Schwingungsbewegungen der Ventile sowie weitere außergewöhnliche Effekte auftreten. Die kritische Drehzahl, bei der solche Erscheinungen auftreten, ist allgemein proportional der Quadratwurzel der' Ventilfederkraft und umgekehrt proportional der Quadratwurzel der geringsten Ventilbeschleunigung. Die maximale Drehzahl ist somit durch diese Paktoren begrenzt.

Ferner wird die obere Grenze der Maschinendrehzahl relativ früh erreicht, da die Massenträgheit des Kolbens und anderer

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mit Ihm bewegter Teile, beispielsweise der Kolbenstange, proportional dem Quadrat der Drehzahl ist. Die mechanischen Verluste steigen im Bereich hoher Drehzahlen abrupt an.

Um diese Probleme im Bereich hoher Maschinendrehzahlen zu vermeiden, wurden bereits Kurzhubmaschinen entwickelt. Es gibt jedoch einen kritischen Bereich der kürzeren Hubbewegungen, für den ein effektives Kompressionsverhältnis und eine Brennkammerform für einen vorgegebenen Hubraum beizubehalten sind. Ein weiterer Vorschlag zur Verbesserung der Leistungsabgabe bestand in einer Erhöhung des Verbrennungswirkungsgrades, die durch Erhöhung des Kompressionsverhältnisses erreicht wird. Ein zu hohes Kompressionsverhältnis erzeugt jedoch Frühzündung ader Klopfen. Bekannte Eigenschaften des Kraftstoffs, der Brennkammerform und des Zündzeitpunktes ermöglichen jedoch nur geringe Leistungserhöhungen, so daß hier mit einer wesentlichen Verbesserung nicht zu rechnen ist. Auch Entwicklungen mit Kurzhubprinzip und höherem Kompressionsverhältnis führten zu keiner wesentlichen Leistungsverbesserung.

Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, einen anderen Lösungsweg zur Erhöhung der Leistungsabgabe anzugeben, bei dem die vorstehend dargestellten Nachteile nicht auftreten.

Hierzu ist eine Brennkraftmaschine erfindungsgemäß derart ausgebildet,daß sie mindestens einen Kolben aufweist, dessen Querschnitt länglich ausgebildet ist und der in einem entsprechend geformten Zylinder geführt ist.

Wie noch beschrieben wird, sieht die Erfindung eine Verbesserung des volumetrischen Wirkungsgrades vor, um einen wesentlichen Anstieg der abzugebenden Leistung zu erzielen.

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Besonders kann hierbei die Leistung üblicher Viertakt-Benzinmaschinen verbessert werden. Da der maximale volumetrische Wirkungsgrad durch den effektiven Öffnungsquerschnitt der Ansaugventile bestimmt ist, muß das Verhältnis des effektiven Öffnungsquerschnitts zur Querschnittseinheit der Zylinderbohrung erhöht werden. Bekanntlich können zwei Ansaugventile pro Zylinder den volumetrischen Wirkungsgrad erhöhen. Zwei Ansaugventile und zwei Austrittsventile pro Zylinder vergrößern zwar den volumetrischen Wirkungsgrad, jedoch in unzureichendem Maße. Mehr als zwei Ansaugventile pro Zylinder erforderten bisher einen komplizierten und kostspieligen Ventilsteuermechanismus.

Um den volumetrischen Wirkungsgrad τι bei einer Viertaktmaschine zu erhöhen, muß der Entleerungseffekt des Abgassystems positiv ausgenutzt werden. Dieser Entleerungseffekt ergibt sich durch die Wirkung der Massenträgheit der Abgase beim Ausströmen und verursacht einen Anstieg der Strömungsgeschwindigkeit des durch die Ansaugventile angesaugten Gemische. Es ist deshalb wichtig, mehrere Ansaugventile als Gruppe auf einer Seite der Brennkammer sowie mehrere Austrittsventile als Gruppe auf deren anderer Seite anzuordnen und beide Gruppen möglichst nahe beieinander vorzusehen. Ferner müssen für eine höhere Maschinendrehzahl die Ansaugventile und auch die Austritts ventile in einer Reihe angeordnet sein. Dies ermöglicht die Steuerung der Ansaugventile direkt mit einer gemeinsamen Nockenwelle. Eine weitere Nockenwelle betätigt alle Austrittsventile direkt. Werden Kipphebel verwendet, so ist es möglich, eine einfache Ventilsteuerung zur gleichzeitigen Betätigung mehrerer Ventile vorzusehen.

Der Leistungskoeffizient oc (Leistung bezogen auf den Hubraum) kann durch die folgende Gleichung ausgedrückt werden:

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/Anzahl Ansaugventile \ _y fUmfangslänge pro 1 pro Zylinder / " { Ansaugventil

Durchmesser des dem Querschnitt jedes Zylinders äquivalenten Kreises

Hierbei ist der maximale Ventilhub allgemein nicht von der Anzahl der Ventile abhängig und bestimmt somit nicht den Beiwert o( _t da er eine Konstante darstellt. Um den Beiwert ot dimensionslos zu machen, wird der Nenner des vorstehenden Bruches als Durchmesser eines Kreises angegeben, dessen Fläche der Querschnittsfläche eines jeden Zylinders gleich ist.

Unter der vorstehenden Voraussetzung sei angenommen, daß jeweils η Ansaug- und Austrittsventile parallel zur längeren Abmessung des länglichen Querschnitts eines Zylinders angeordnet sind. Ihre Achsen haben dabei einen Winkel von θ Grad gegenüber der Längsachse des Zylinders. Zunächst wird vorausgesetzt, daß für einen kreisrunden Zylinder der Durchmesser des Ansaugventils dv„ und der Durchmesser des Austrittsventils dv = 0,9 dv ist. Dies ist bekanntlich ein sehr günsti-

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ger Wert. (1)

Der Durchmesser d„ der Zylinderbohrung ergibt sich aus folgender Gleichung:

dv_g \/(n-l)² + 0,9 cos²9+l (2)

Deshalb ergibt sich aus den vorstehenden beiden Gleichungen (1) und (2) der Koeffizient λ. für die kreisrunde Bohrung folgendermaßen: .

J(n-l)² + 0,9 cos²0+l

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Bei einem Zylinder mit länglichem (elliptischem) Querschnitt ergibt sich der Durchmesser eines äquivalenten Kreises aus der folgenden Gleichung:

a) η = 1

d_ = 1,49 cosö dv_o (4)

ο S

b) η ^ 2

2,84 COS²Q dv_s ^

Aus den vorstehenden Gleichungen (1), (4) und (5) kann der Koeffizient c* folgendermaßen berechnet werden:

a) Anzahl der Ventile η - 1

^ ⁼ 1,49 cos©
b) η = 2

In Fig. 6 ist der Koeffizient «* für verschiedene Ventilanordnungen dargestellt. Es ist zu erkennen, daß für η ä: 2 gegenüber dem optimalen Zustand für kreisrunde Zylinderbohrungen bei elliptischen Bohrungen ein wesentlich höherer Wert erzielt wird.

Somit kann eine weitgehende Verbesserung der Leistungsabgabe pro Hubraumeinheit bzw. des Koeffizienten« erreicht werden.

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Im folgenden wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand der Figuren beschrieben. Es zeigen:

Fig. 1 eine teilweise geschnittene Draufsicht auf die' wichtigsten Teile einer Vierzylinder-Brennkraftmaschine nach der Erfindung,

Fig. 2 einen Längsschnitt der Brennkraftmaschine nach Fig. 1,

Fig. 3 einen Querschnitt der Brennkraftmaschine nach Fig. 1,

Fig. 4 die Ansicht 4-4 nach Fig. 3,

Fig. 5 eine graphische Darstellung des Spülwirkungsgrades in Abhängigkeit von der Drehzahl für Brennkraftmaschinen mit unterschiedlicher Anzahl der Ansaugventile pro Zylinder und

Fig. 6 drei graphische Darstellungen des Zusammenhangs des Koeffizienten s* mit der Anzahl der Ansaugventile pro Zylinder, wobei jeweils ein länglicher Zylinderquerschnitt mit einem kreisrunden Zylinderquerschnitt verglichen wird. Hierbei ist der Winkel θ der halbe, von zwei Ebenen eingeschlossene Winkel. Die eine Ebene enthält die Achsen der Ansaugventile, die andere die Achsen der Austrittsventile.

Die in den Figuren dargestellte Brennkraftmaschine 10 hat einen Maschinenkörper 11 mit vier zueinander parallelen, aufrecht

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stehenden Zylindern 12. Ein Kolben 13 ist in jedem Zylinder geführt, jedoch sind die aneinandergleitenden Flächen nicht zylindrisch ausgebildet. Jeder Kolben und jeder Zylinder hat hingegen in Richtung parallel zur Längsachse X-X der Kurbelwelle 14- eine längliche Form, wie Fig. 2 zeigt.

Wie aus Fig. 4 hervorgeht, hat jeder Zylinder 12 einen länglichen Querschnitt, worunter zu verstehen ist, daß die größere Abmessung rechtwinklig zu einer kleineren Abmessung liegt. Der Zylinder 12 hat vorzugsweise gekrümmte Seiten 15» die im Querschnitt einen Teilkreis bilden. Diese gekrümmten Seiten 15 gehen über Seitenflächen 16 ineinander über, die vorzugsweise als zueinander parallele Ebenen ausgeführt sind. Diese Seitenflächen 16 können jedoch auch gewölbt sein, um die Seitenabmessung des Zylinders zu vergrößern, so daß der Querschnitt des Zylinders auch elliptisch sein kann. Unter der Bezeichnung "länglich" soll jede im vorstehenden Sinne nicht kreisrunde Form verstanden werden. Jeder Zylinder 12 ist zu einer Ebene symmetrisch ausgebildet,die durch die längste Abmessung des Zylinderquerschnitts geführt ist.

Zwei Pleuelstangen YJ verbinden jeden Kolben 13 mit Kurbelwellenlagern 18 auf einer Kurbelwelle 14. Jede Pleuelstange 17 ist an einem Kolbenbolzen 19 im Kolben 13 befestigt, der parallel zur Achse X-X der Kurbelwelle 14 verläuft. Die Kolbenringe 21 dichten den jeweiligen Kolben 13 am jeweiligen Zylinder 12 ab. Die Kurbelwelle 14 ist im Maschinenkörper in mehreren axial zueinander beabstandeten Lagern 22 gelagert.

Der Zylinderkopf 23 ist mit stationären Einsätzen 23a versehen, die jeweils mehrere Ventilsitze für Ansaugventile 24 und Austrittsventile 25 aufweisen. Die Ansaugventile 24

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sind in einer geraden Linie angeordnet, so daß sie durch eine ihnen geraeinsame Nockenwelle 26 gesteuert werden können. Ähnlich sind die Austrittsventile 25 auf einer geraden Linie angeordnet, so daß sie durch eine ihnen gemeinsame Nockenwelle

27 gesteuert werden können. Eine Zahnscheibe 30a auf der Kurbelwelle 14 treibt Zahnscheiben 30 auf jeder Nockenwelle 26 und 27 über einen oder mehrere nicht dargestellte Zahnriemen. Zwei Zündkerzen 28 sind für jeden Zylinder vorgesehen und symmetrisch zu den Ansaugventilen 24 und den Austrittsventilen 25 angeordnet.

Jedes Ansaugventil 24 hat einen Ventilteller 29 und einen Ventilstößel, der in einer Führung 31 des stationären Zylinderkopfes 23 geführt ist. Jedes Austrittsventil 25 hat einen Ventilteller 32 und einen Stößel, der in einer Führung 33 des stationären Zylinderkopfes 23 geführt ist. Jeder Ventilteller 29 und 32 ist in einer Brennkammer 34 angeordnet, die zwischen den Wänden des Zylinders 12, dem stationären Einsatz 23a und dem Kolben 13 ausgebildet ist.

Beim Betrieb der Maschine tritt Luft in Ansaugkanäle 35 ein und strömt durch Vergaser 36 und weitere Ansaugkanäle 37 an den Ansaugventilen 24 vorbei in die Brennkammern 34. Nach dem Kompressionshub eines jeden Kolbens 13 zünden die Zündkerzen

28 das komprimierte Gemisch, so daß die Kolben 13 bewegt werden und die Pleuelstangen 17 die Kurbelwelle 14 drehen. Die Austrittsventile 25 werden geöffnet, um verbrannte Abgase durch die Abgaskanäle 38 abzuführen. Die Pleuelstangen 17 sind gleichartig ausgebildet«,

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Ά2-

Leerseite

Claims

-Y-

Patentansprüche

ί 1,j Brennkraftmaschine, gekennzeichnet durch mindestens einen

^"^^ Kolben (13) ^i t länglichem Querschnitt, der in einem ihm entsprechend ausgebildeten Zylinder (12) geführt ist.
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (13) und der Zylinder (12) jeweils im Querschnitt teilkreisförmige Seitenteile aufweisen.
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Seitenteile (15) durch weitere Seitenteile (16) voneinander getrennt sind, die zueinander parallele Ebenen bilden.
4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Seitenteile (15) durch zueinander symmetrische gewölbte weitere Seitenteile (16) voneinander getrennt sind.
5. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (13) und der Zylinder (12) einen elliptischen Querschnitt haben.
6. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine Reihe von Ansaugventilen (24) die auf einer geraden Linie auf einer Seite parallel zu einer in Richtung der längeren Abmessung des Kolben- bzw. Zylinderquerschnitts verlaufenden Ebene angeordnet sind und durch eine Reihe von Austrittsventilen (25)* die auf einer geraden Linie auf der anderen Seite der genannten Ebene parallel zu dieser angeordnet sind.

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7. Brennkraftmaschine nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß vier Ansaugventile (24) und vier Austrittsventile (25) für jeweils einen Zylinder (12) vorgesehen sind.
8. Brennkraftmaschine nach Anspruch 6 oder 7* dadurch gekennzeichnet, daß bei mehreren Zylindern eine einzige Nockenwelle (26) zur Steuerung aller Ansaugventile (24) sowie eine weitere Nockenwelle (27) zur Steuerung aller Austrittsventile (25) vorgesehen ist.

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