DE2911889C2

DE2911889C2 -

Info

Publication number: DE2911889C2
Application number: DE2911889A
Authority: DE
Inventors: Shoichiro Kawagoe Saitama Jp Irimajiri; Takeo Tokio/Tokyo Jp Fukui
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1978-03-28
Filing date: 1979-03-26
Publication date: 1989-04-27
Also published as: US4256068A; JPS54129206A; JPS624533B2; GB2018353B; GB2018353A; DE2911889A1; FR2421283B1; CA1107202A; FR2421283A1

Description

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Eine nach der österreichischen Patentschrift 3 29 323 bekannte Brennkraftmaschine dieser Art weist im Querschnitt kreisrunde Zylinder und Kolben auf.

Nach der US-PS 22 75 417 ist eine Brennkraftmaschine bekannt, die einen in Richtung der Kurbelwelle langgestreckten Zy linder und einen entsprechenden Kolben aufweist. Ein Ein laßventil und ein Auslaßventil sind in Richtung der Kurbel welle hintereinander angeordnet.

Nach der FR-PS 9 11 763 ist eine Brennkraftmaschine mit einer Reihe von Zylindern und Kolben bekannt, die quer zur Richtung der Kurbelwelle langgestreckt sind. Beidsei tig der Längsmittelebene der Brennkraftmaschine sind je ein Ventil angeordnet. Nach der US-PS 14 36 177 und nach der FR-PS 14 68 323 sind ebenso aufgebaute Brennkraft maschinen bekannt.

Um die Leistungsabgabe pro Hubraumheinheit 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 Frisch luftmenge versorgt werden, die proportional der Maschinendreh zahl 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 Faktoren wie Um fang, Anzahl der Ansaugventile und Hub der Ansaugventile be grenzt.

Eine weitere Schwierigkeit, die mit zunehmender Drehzahl auf tritt, besteht in einer Unzuverlässigkeit des Ventilsteuer mechanismus. Wenn die Maschinendrehzahl einen vorbestimmten Bereich überschreitet, können Sprungbewegungen und Schwingungs bewegungen der Ventile sowie weitere außergewöhnliche Effekte auftreten. Die kritische Drehzahl, bei der solche Erschei nungen auftreten, ist allgemein proportional der Quadrat wurzel der Ventilfederkraft und umgekehrt proportional der Quadratwurzel der geringsten Ventilbeschleunigung. Die maximale Drehzahl ist somit durch diese Faktoren begrenzt.

Ferner wird die obere Grenze der Maschinendrehzahl relativ früh erreicht, da die Massenträgheit des Kolbens und anderer 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 Brenn kammerform 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 Früh zündung oder Klopfen. Bekannte Eigenschaften des Kraftstoffs, der Brennkammerform und des Zündzeitpunktes ermöglichen jedoch nur geringe Leistungserhöhungen, so daß hier mit einer wesent lichen 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 Lösungs weg zur Erhöhung der Leistungsabgabe anzugeben, bei dem die vorstehend dargestellten Nachteile nicht auftreten.

Die Erfindung geht von dem Grundgedanken aus, durch eine Verbesserung des volumetrischen Wirkungsgrades einen wesentlichen Anstieg der abzugebenden Leistung zu erzielen. Besonders soll dadurch die Leistung üblicher Viertakt-Benzin maschinen verbessert werden. Da der maximale volumetrische Wirkungsgrad durch den effektiven Öffnungsquerschnitt der Ansaugventile bestimmt ist, muß das Verhältnis des effektiven Öffnungsquerschnitts zur Querschnittseinheit der Zylinder bohrung 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 Ventilsteuer mechanismus.

Um den volumetrischen Wirkungsgrad η _v bei einer Viertakt maschine zu erhöhen, muß der Entleerungseffekt des Abgas systems positiv ausgenutzt werden. Dieser Entleerungseffekt ergibt sich durch die Wirkung der Massenträgheit der Abgase beim Ausströmen und verursacht einen Anstieg der Strömungs geschwindigkeit des durch die Ansaugventile angesaugten Gemischs. Es ist deshalb wichtig, mehrere Ansaugventile als Gruppe auf einer Seite der Brennkammer sowie mehrere Austritts ventile 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 Austrittsventile in einer Reihe angeordnet sein. Dies ermöglicht die Steuerung der Ansaugventile direkt mit einer gemeinsamen Nockenwelle. Eine weitere Nockenwelle be tätigt alle Austritsventile direkt. Werden Kipphebel verwen det, so ist es möglich, eine einfache Ventilsteuerung zur gleichzeitigen Betätigung mehrerer Ventile vorzusehen.

Der Leistungskoeffizient α (Leistung bezogen auf den Hub raum) kann durch die folgende Gleichung ausgedrückt werden:

Hierbei ist der maximale Ventilhub allgemein nicht von der Anzahl der Ventile abhängig und bestimmt somit nicht den Beiwert α, da er eine Konstante darstellt. Um den Beiwert α 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 je weils n Ansaug- und Austrittsventile parallel zur längeren Abmessung des länglichen Querschnitts eines Zylinders ange ordnet sind. Ihre Achsen haben dabei einen Winkel von R Grad gegenüber der Längsachse des Zylinders. Zunächst wird voraus gesetzt, daß für einen kreisrunden Zylinder der Durchmesser des Ansaugventils dv _s und der Durchmesser des Austrittsven tils

dv _e = 0,9 dv _s (1)

ist. Dies ist bekanntlich ein sehr günsti ger Wert.

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

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

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

a) n = 1 d _B = 1,49 cos R dv _s (4)
b) n 2

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

a) Anzahl der Ventile n=1
b) n ≧ 2

In Fig. 6 ist der Koeffizient α für verschiedene Ventilanord nungen dargestellt. Es ist zu erkennen, daß für n2 gegen über dem optimalen Zustand für kreisrunde Zylinderbohrungen bei elliptischen Bohrungen ein wesentlich höherer Wert erzielt wird.

Somit kann eine weitgehende Verbesserung der Leistungsab gabe pro Hubraumeinheit bzw. des Koeffizienten erreicht werden. Die Erfindung schlägt daher eine Lösung der genann ten Aufgabe gemäß Anspruch 1 vor und im Sinne der Aufgabe vorteilhafte Weiterbildungen dieser Lösung gemäß den Unter ansprüchen.

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

Fig. 1 eine teilweise geschnittene Draufsicht auf die wichtigsten Teile einer Vierzylinder-Brennkraft maschine 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 Spülwirkungs grades in Abhängigkeit von der Drehzahl für Brennkraftmaschinen mit unterschiedlicher Anzahl der Ansaugventile pro Zylinder und

Fig. 6 drei graphische Darstellungen des Zusammenhangs des Koeffizienten α mit der Anzahl der Ansaug ventile pro Zylinder, wobei jeweils ein länglicher Zylinderquerschnitt mit einem kreisrunden Zylinder querschnitt verglichen wird. Hierbei ist der Winkel R der halbe, von zwei Ebenen eingeschlossene Winkel. Die eine Ebene enthält die Achsen der An saugventile, die andere die Achsen der Austritts ventile.

Die in den Figuren dargestellte Brennkraftmaschine 10 hat einen Maschinenkörper 11 mit vier zueinander parallelen, aufrecht stehenden Zylindern 12. Ein Kolben 13 ist in jedem Zylinder 12 geführt, jedoch sind die aneinandergleitenden Flächen nicht zylindrisch ausgebildet. Jeder Kolben und jeder Zylinder hat hingegen in Richtung parallel zur Längsachse X-X der Kurbel welle 14 eine längliche Form, wie Fig. 2 zeigt.

Wie aus Fig. 4 hervorgeht, hat jeder Zylinder 12 einen läng lichen 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 17 verbinden jeden Kolben 13 mit Kurbel wellenlagern 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 11 in mehreren axial zueinander beabstandeten Lagern 22 gelagert.

Der Zylinderkopf 23 ist mit stationären Einsätzen 23 a ver sehen, die jeweils mehrere Ventilsitze für Ansaugventile 24 und Austrittsventile 25 aufweisen. Die Ansaugventile 24 sind in einer geraden Linie angeordnet, so daß sie durch eine ihnen gemeinsame 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 30 a auf der Kur belwelle 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 Ven tilstößel, der in einer Führung 31 des stationären Zylinder kopfes 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 Ventil teller 29 und 32 ist in einer Brennkammer 34 angeordnet, die zwischen den Wänden des Zylinders 12, dem stationären Einsatz 23 a 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.

Claims

1. Brennkraftmaschine (10) mit mehreren in Zylindern (12) geführten Kolben (13), die über mindestens je eine Pleuelstange (17) eine Kurbelwelle (14) antreiben, und einem die Zylinder (12) abdeckenden Zylinderkopf (23), in dem sich beidseitig symmetrisch zu einer Durchmesserebene der Zylinder (12) Ventilsitze (23 a) für Ansaugventile (24) und Austrittsventile (25) be finden, wobei die Ansaugventile (24) und die ihnen zugeordneten Ventilsitze (23 a) in einer Reihe auf der einen Seite der Durchmesserebene und die Austrittsventile (25) und die ihnen zugeordneten Ventilsitze (23 a) in einer Reihe auf der anderen Seite der Durchmesserebene angeordnet sind und wobei die Ansaugventile (24) direkt von einer ihnen gemeinsamen ersten Nockenwelle (26) und die Austrittsventile (25) direkt von einer ihnen gemeinsamen zweiten Nockenwelle (27) gesteuert sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (13) und die Zylinder (12) einen länglichen Querschnitt mit einem in der Durchmesserebene liegenden, parallel zur Kurbel welle (14) verlaufenden Längsdurchmesser haben.

2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß vier Ansaugventile (24) und vier Aus trittsventile (25) für jeden Zylinder (12) vorgesehen sind und daß in jedem Zylinder (12) zwei Zündkerzen (28) vor handen sind, von denen jede mittig zwischen je zwei Ansaugventilen (24) und zwei Austrittsventilen (25) angeordnet ist (Fig. 4).

3. Brennkraftmaschine nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (13) mit der Kurbel welle (14) durch je zwei Pleuelstangen (17) verbunden sind, die an einem ihnen gemeinsamen Kolbenbolzen (19) befestigt sind.

4. Brennkraftmaschine nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (13) und die Zylinder (12) im Querschnitt teilkreisförmige Schmalsei tenteile (15) aufweisen.

5. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Schmalseitenteile (15) durch ebene Längs seitenteile (16) voneinander getrennt sind.

6. Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekenn zeichnet, daß die Schmalseitenteile (15) durch gewölbte Längsseitenteile (16) voneinander getrennt sind.

7. Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (13) und die Zylinder (12) einen elliptischen Querschnitt haben.