EP1288451B1 - Zylinderkopf für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine mit einer hubvariablen Ventilsteuerung - Google Patents

Zylinderkopf für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine mit einer hubvariablen Ventilsteuerung Download PDF

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EP1288451B1 EP02014670A EP02014670A EP1288451B1 EP 1288451 B1 EP1288451 B1 EP 1288451B1 EP 02014670 A EP02014670 A EP 02014670A EP 02014670 A EP02014670 A EP 02014670A EP 1288451 B1 EP1288451 B1 EP 1288451B1
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valve
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head according
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Bayerische Motoren Werke AG
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    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2305/00—Valve arrangements comprising rollers

Definitions

  • the invention relates to a cylinder head for a reciprocating piston internal combustion engine a stroke-variable valve control according to the features in the preamble of the claim 1.
  • the swing arm is mounted on another swivel axis, which in turn is pivotally arranged about the pivot axis of the rocker arm.
  • the control shaft rotates at half the crankshaft speed, while the rocker arm is pivoted at half the crankshaft speed becomes.
  • the cam surface of the rocker arm presses the rocker arm wedge towards the gas exchange valve, which opens it periodically.
  • the gas exchange valve is closed again by a valve spring.
  • the pivot axis of the rocker arm pivoted about the rocking axis of the rocker arm.
  • a disadvantage of this configuration is the relatively large space required for the Rocker arm with its pivot axis, which is from the rocking axis of the rocker arm must be spaced.
  • the object of the invention is the installation space for such a variable stroke valve control to minimize.
  • the curved surface of the actuating element advantageously lies directly on the valve stem or on a roller tappet or a play compensation element.
  • the arrangement according to the invention makes it possible to dispense with an intermediate element, such as a movable wedge, between the pivot lever and valve stem or roller tappet or play compensation element for stroke variation.
  • an intermediate element such as a movable wedge
  • the drive of the intermediate element necessary for the adjustment is also eliminated.
  • a further advantage is the significantly lower moving masses, which means that the internal combustion engine can be designed for a higher speed range.
  • the elimination of components compared to the prior art advantageously also reduces the overall weight of the valve train. When using an adjustment system per cylinder of the internal combustion engine, it is also possible to implement a single cylinder shutdown, which enables considerable fuel savings.
  • the configuration according to the invention according to claims 2 to 5 enables one extremely small and compact construction.
  • the stroke adjustment is very simple Way by axial displacement of the output shaft.
  • no further adjusting elements are required for the axial adjustment of the output shaft.
  • the Stroke adjustment reinforced with the same axial displacement of the output shaft In the configuration of the variable stroke valve train according to claim 6, the Stroke adjustment reinforced with the same axial displacement of the output shaft.
  • the pitch of the helical gearing can be used for almost any gear ratio between the axial displacement of the output shaft and the Stroke adjustment for the gas exchange valve can be adjusted. Translations can be done can be realized either with a large axial displacement the output shaft a small change in the valve stroke or by a small axial displacement the output shaft causes a very large valve lift adjustment. By simply changing the slope, you can either position it very precisely or very fast adjustment systems can be implemented.
  • backlash-free valve trains also fully variable valve trains, can be realized.
  • the configuration according to claim 8 reduces the friction in the valve train, which has a positive effect on fuel consumption.
  • FIG. 1 shows the perspective illustration of a stroke-variable valve control 1, consisting of a drive shaft 2 with a drive shaft 2a and a crank pin 3, which has an articulated connection 4, consisting of a connecting rod 12 and an output element 13, with an output shaft 5, with an output axis 5a is articulated.
  • the connecting rod 12 is on the one hand rotatable with the crank pin 3 and on the other hand via a pivot axis 14 with the output element 13 rotatably connected.
  • the output element 13 is on the, the pivot axis 14 facing away, pivotally mounted about the output axis 5.
  • the direction of the output axis 5a is on both sides of the output element 13 an actuating element 6, 6 'arranged radially around the output shaft 5.
  • Every actuator 6, 6 ' has a curved surface arranged radially on the outer circumference.
  • the actuating element 6, 6 ' is a cam with a base circle 7, 7' and a raised one Area 8, 8 '.
  • the actuating elements 6, 6 ' are with the output shaft 5 via a first teeth 9, 9 'in operative connection.
  • the output element 13 stands with the Output shaft 5 via a second toothing 10, shown in Fig. 2, in operative connection.
  • Each control element 6, 6 ' presses with its curved surface on a roller tappet 11, 11 '.
  • the drive shaft 2 When the internal combustion engine is operating, the drive shaft 2 is not activated by one here Drive shown driven, which rotates about its drive axis 2a.
  • the Crank pin 3 and the connecting rod 13 rotate accordingly about the drive axis 2a.
  • the rotational movement of one end of the connecting rod 12 is via the output element 13 in connection with the pivot axis 14 in a pivoting movement of the Output shaft 5 converted around the output axis 5a.
  • the control elements 6, 6 ' swivel once around the output axis during a full rotation of the drive shaft 2 5a.
  • the output shaft 5 has three inclined toothed areas radially on their outer circumference, two areas with a first Gearing 9, 9 ', between which an area with a second gearing 10 is arranged.
  • the pitch of the first toothing 9, 9 'and the second toothing 10 are designed in opposite directions to each other.
  • the first toothing 9, 9 ' meshes with an internal toothing in the actuating element 6, 6 '.
  • the second toothing 10 meshes with an internal toothing in the output element 13. Because of the opposite toothing between the first toothing 9, 9 'and the second toothing 10 is the angular adjustment of the cam surface 6, 6 'reinforced with respect to an axial displacement of the output shaft 5.
  • the second toothing 10 can also be designed as a straight toothing, however In this case there is no need to increase the adjustment angle with the same axial Displacement of the output shaft 5.
  • the greater the pitch of the gears the smaller the adjustment angle with respect to an axial displacement of the output shaft 5. It follows that with a large incline, large adjustment paths of the Output shaft 5 leads to small changes in the angle of the actuating element 6, 6 '. A In contrast, a small pitch of the toothing leads to a large angle adjustment of the control element 6, 6 '.
  • the Adjustment speed and the accuracy of the adjustment system on the corresponding stroke variable valve train can be adjusted.
  • the bearings between the crank pin 3 and the connecting rod 12, and the Pivot axis 14 and the output element 13 can optionally be used as a sliding or Roll bearings are run.
  • the usual valve train materials can be used as materials be used. As is common in valve train today, there can be between the adjusting element and the valve also arranged valve clearance compensation element become.
  • the output shaft 5 actuates the gas exchange valves of a cylinder.
  • a single cylinder shutdown is also in this configuration possible.
  • an output shaft 5 actuates the gas exchange valves of several cylinders or an entire cylinder bank.

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Description

Die Erfindung betrifft einen Zylinderkopf für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine mit einer hubvariablen Ventilsteuerung gemäß der Merkmale im Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Sie geht aus von der DE 200 66 18 A1, in der eine Ventilsteuereinrichtung mit einer Steuerwelle je Zylinderbank für eine Brennkraftmaschine vorgeschlagen ist. Die Drehbewegung der Steuerwelle, für eine Viertakt-Brennkraftmaschine die halbe Kurbelwellendrehzahl, wird für jedes Ventil über einen Exzentertrieb bzw. Kurbeltrieb und über eine Verbindungsstange in eine Schwenkbewegung für einen Kipphebel, der drehbeweglich um eine Schwenkachse gelagert ist, umgewandelt. Der Kipphebel verfügt auf der dem Gaswechselventil zugewandten Seite über eine Kurvenfläche. Zwischen der Kurvenfläche und dem Gaswechselventil ist ein Schwinghebel in Keilform angeordnet. Eine Seite des Keils liegt wiederum mit einer Kurvenfläche auf dem Gaswechselventil auf, während die zweite Seite des Keils mit der Kurvenfläche des Kipphebels in Wirkverbindung steht. Auf der dem Keil abgewandten Seite ist der Schwinghebel an eine weitere Schwenkachse montiert, die wiederum schwenkbeweglich um die Schwenkachse des Kipphebels angeordnet ist. Bei Betrieb der Brennkraftmaschine dreht sich die Steuerwelle mit der halben Kurbelwellendrehzahl, während der Kipphebel mit der halben Kurbelwellendrehzahl geschwenkt wird. Die Kurvenfläche des Kipphebels drückt den Keil des Schwinghebels in Richtung Gaswechselventil, wodurch dieses periodisch geöffnet wird. Mit Hilfe einer Ventilfeder wird das Gaswechselventil wieder geschlossen. Abhängig vom Betriebszustand der Brennkraftmaschine wird die Schwenkachse des Schwinghebels um die Schwingachse des Kipphebels geschwenkt. Durch diesen Kippvorgang wird die Dicke des Keils des Schwinghebels zwischen dem Gaswechselventil und dem Kipphebel abhängig vom Betriebszustand der Brennkraftmaschine variiert, wodurch der Ventilhub ebenfalls variiert wird.
Nachteilig an dieser Ausgestaltung ist der relativ große Platzbedarf für den Schwinghebel mit seiner Schwenkachse, die von der Schwingachse des Kipphebels beabstandet sein muss.
Aufgabe der Erfindung ist es, den Bauraum für eine derartige hubvariable Ventilsteuerung zu minimieren.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 gelöst.
In vorteilhafter Weise liegt die Kurvenfläche des Stellelementes direkt auf dem Ventilschaft oder auf einem Rollenstößel bzw. einem Spielausgleichselement auf. Durch die erfindungsgemäße Anordnung kann auf ein Zwischenelement, wie beispielsweise einem beweglichen Keil, zwischen Schwenkhebel und Ventilschaft bzw. Rollenstößel oder Spielausgleichselement zur Hubvariation verzichtet werden. Durch den Entfall des Zwischenelements entfällt somit auch der für die Verstellung notwendige Antrieb des Zwischenelements. Als weiterer Vorteil sind die deutlich geringeren bewegten Massen anzusehen, wodurch die Brennkraftmaschine für einen höheren Drehzahlbereich ausgelegt werden kann. Durch den Entfall von Bauteilen gegenüber dem Stand der Technik reduziert sich in vorteilhafter Weise auch das Gesamtgewicht des Ventiltriebs. Beim Einsatz eines Verstellsystems pro Zylinder der Brennkraftmaschine ist es darüber hinaus auch möglich, eine Einzelzylinderabschaltung zu realisieren, wodurch erhebliche Kraftstoffeinsparungen möglich sind.
Die erfindungsgemäße Ausgestaltung gemäß der Ansprüche 2 bis 5 ermöglicht eine äußerst kleine und kompakte Bauausführung. Die Hubverstellung erfolgt auf einfachste Weise durch Axialverschiebung der Abtriebswelle. Neben dem Stellelement für die Axialverstellung der Abtriebswelle werden keine weiteren Stellelemente benötigt.
Bei der Ausgestaltung des hubvariablen Ventiltriebs gemäß Anspruch 6 wird die Hubverstellung bei gleichem Axialverschiebeweg der Abtriebswelle verstärkt. Entsprechend der Steigung der Schrägverzahnung können fast beliebige Übersetzungsverhältnisse zwischen dem axialen Verschiebeweg der Abtriebswelle und der Hubverstellung für das Gaswechselventil eingestellt werden. Es können Übersetzungen realisiert werden, bei denen entweder durch eine große Axialverschiebung der Abtriebswelle eine kleine Änderung des Ventilhubes oder durch eine kleine Axialverschiebung der Abtriebswelle eine sehr große Ventilhubverstellung bewirkt wird. Durch einfache Änderung der Steigung sind entweder sehr genau positionierbare oder sehr schnelle Verstellsysteme realisierbar.
Nach Anspruch 7 sind spielfreie Ventiltriebe, auch vollvariable Ventiltriebe, realisierbar.
Durch die Ausgestaltung gemäß Anspruch 8 wird die Reibung im Ventiltrieb reduziert, was sich auf den Kraftstoffverbrauch vorteilhaft auswirkt.
Im Folgenden ist die Erfindung anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispieles in zwei Figuren näher erläutert.
Fig. 1
zeigt die Aufsicht auf eine hubvariable Ventilsteuerung,
Fig. 2
zeigt die Ausgestaltung einer Abtriebswelle.
Fig. 1 zeigt die perspektivische Darstellung einer hubvariablen Ventilsteuerung 1, bestehend aus einer Antriebswelle 2 mit einer Antriebsachse 2a und einem Hubzapfen 3, der über eine gelenkige Verbindung 4, bestehend aus einem Pleuel 12 und einem Abtriebselement 13, mit einer Abtriebswelle 5, mit einer Abtriebsachse 5a gelenkig verbunden ist. Das Pleuel 12 ist einerseits drehbeweglich mit dem Hubzapfen 3 und andererseits über eine Schwenkachse 14 mit dem Abtriebselement 13 drehbeweglich verbunden. Das Abtriebselement 13 ist auf der, der Schwenkachse 14 abgewandten Seite, schwenkbeweglich um die Abtriebsachse 5 gelagert. In Richtung der Abtriebsachse 5a ist auf beiden Seiten des Abtriebselements 13 jeweils ein Stellelement 6, 6' radial um die Abtriebswelle 5 angeordnet. Jedes Stellelement 6, 6' verfügt über eine radial am Außenumfang angeordnete Kurvenfläche. Das Stelleelement 6, 6' ist ein Nocken mit einem Grundkreis 7, 7' und einem erhabenen Bereich 8, 8'. Die Stellelemente 6, 6' stehen mit der Abtriebswelle 5 über eine erste Verzahnung 9, 9' in Wirkverbindung. Das Abtriebselement 13 steht mit der Abtriebswelle 5 über eine zweite Verzahnung 10, ersichtlich aus Fig. 2, in Wirkverbindung. Jedes Stellelement 6, 6' drückt mit seiner Kurvenfläche auf einen Rollenstößel 11, 11'.
Bei Betrieb der Brennkraftmaschine wird die Antriebswelle 2 von einem hier nicht dargestellten Antrieb angetrieben, die dadurch um ihre Antriebsachse 2a rotiert. Der Hubzapfen 3 und das Pleuel 13 rotieren entsprechend um die Antriebsachse 2a. Die rotatorische Bewegung des einen Endes des Pleuels 12 wird über das Abtriebselement 13 in Verbindung mit der Schwenkachse 14 in eine Schwenkbewegung der Abtriebswelle 5 um die Abtriebsachse 5a gewandelt. Die Stellelemente 6, 6' schwenken bei einer vollen Umdrehung der Antriebswelle 2 ein mal um die Abtriebsachse 5a. Je nach Winkellage der Kurvenfläche 6, 6' bezüglich der Rollenstößel 11, 11', bzw. der nicht dargestellten Gaswechselventile, überstreicht bei einer Schwenkbewegung der Abtriebsachse 5 ein unterschiedlicher Anteil des Grundkreises 7, 7' bzw. des erhabenen Bereichs 8, 8' des Stellelements 6, 6' den Rollenstößel 11, 11'. Wird die Achse 5 nun axial von der Kurvenfläche 6 in Richtung Kurvenfläche 6' verschoben, der Antrieb für die Axialverstellung ist nicht dargestellt, so wird die Kurvenfläche 6, 6' koaxial zur Abtriebsachse 5a entgegen dem Uhrzeigersinn verschoben. Durch diese Verschiebung, entsprechend einer Winkeländerung des Stellelements 6, 6' bezüglich des Rollenstößels 11, 11', erhöht sich der Anteil des Grundkreises 7, 7', der bei einer Schwenkbewegung der Abtriebswelle 5 auf dem Rollenstößels 11, 11' abwälzt, der Ventilhub wird verringert. Wird die Abtriebsachse 5 von der Kurvenfläche 6' in Richtung der Kurvenfläche 6 axial verschoben, so ändert sich wiederum die Winkellage der Kurvenfläche 6, 6' im Uhrzeigersinn, wodurch der Anteil des erhabenen Bereichs 8, 8' bei einer Schwenkbewegung der Abtriebswelle 5 auf dem Rollenstößel 11, 11' zunimmt. Durch diese relative Verdrehung wird der Ventilhub vergrößert.
In Fig. 2, in der die Abtriebswelle 5 nochmals perspektivisch dargestellt ist, gelten dieselben Bezugszeichen wie in Fig. 1. Die Abtriebswelle 5 verfügt über drei schräg verzahnte Bereiche radial auf ihrem Außenumfang, zwei Bereiche mit einer ersten Verzahnung 9, 9', zwischen denen ein Bereich mit einer zweiten Verzahnung 10 angeordnet ist. Die Steigung der ersten Verzahnung 9, 9' und der zweiten Verzahnung 10 sind zueinander gegenläufig ausgelegt.
Die erste Verzahnung 9, 9' kämmt mit einer Innenverzahnung in dem Stellelement 6, 6'. Die zweite Verzahnung 10 kämmt mit einer Innenverzahnung in dem Abtriebselement 13. Aufgrund der gegenläufigen Verzahnung zwischen der ersten Verzahnung 9, 9' und der zweiten Verzahnung 10 wird die Winkelverstellung der Kurvenfläche 6, 6' bezüglich einer Axialverschiebung der Abtriebswelle 5 verstärkt.
. Die zweite Verzahnung 10 kann auch als Geradverzahnung ausgelegt werden, jedoch entfällt für diesen Fall die Vergrößerung des Verstellwinkels bei gleicher axialer Verschiebung der Abtriebswelle 5. Je größer die Steigung der Verzahnungen ist, desto kleiner wird der Verstellwinkel bezüglich einer axialen Verschiebung der Abtriebswelle 5. Daraus folgt, dass bei einer großen Steigung große Verstellwege der Abtriebswelle 5 zu kleinen Winkeländerungen des Stellelements 6, 6' führt. Eine kleine Steigung der Verzahnung führt im Gegensatz dazu zu einer großen Winkelverstellung des Stellelements 6, 6'. Durch die Variation der Steigung können die Verstellgeschwindigkeit und die Genauigkeit des Verstellsystems auf den entsprechenden hubvariablen Ventiltrieb angepasst werden.
Die Lagerungen zwischen dem Hubzapfen 3 und dem Pleuel 12, sowie der Schwenkachse 14 und dem Abtriebselement 13 können wahlweise als Gleit- oder Roll-Lager ausgeführt werden. Als Werkstoffe können die üblichen Ventiltriebswerkstoffe eingesetzt werden. Wie heute in Ventiltrieben üblich, kann zwischen dem Stellelement und dem Ventil auch Ventilspielausgleichselement angeordnet werden.
In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel betätigt die Abtriebswelle 5 die Gaswechselventile eines Zylinders. In dieser Konfiguration ist auch eine Einzelzylinderabschaltung möglich. In anderen Ausführungsvarianten betätigt eine Abtriebswelle 5 die Gaswechselventile mehrerer Zylinder bzw. einer gesamten Zylinderbank.
Bezugszeichenliste:
1
Hubvariable Ventilsteuerung
2
Antriebswelle
2a
Antriebsachse
3
Hubzapfen
4
Gelenkige Verbindung
5
Abtriebswelle
5a
Abtriebsachse
6, 6'
Stellelement
7, 7'
Grundkreis
8, 8'
Erhabener Bereich
9, 9'
Erste Verzahnung
10
Zweite Verzahnung
11, 11'
Rollenstößel
12
Pleuel
13
Abtriebselement
14
Schwenkachse

Claims (7)

  1. Zylinderkopf für eine Hubkolben-Brennkraftmaschine mit einer hubvariablen Ventilsteuerung mit zumindest einem Gaswechselventil und mit einer Antriebswelle mit zumindest einem Hubzapfen der über eine gelenkige Verbindung mit einer zur Antriebswelle parallel angeordneten Abtriebswelle mit zumindest einem Stellelement mit zumindest einer radial angeordneten Kurvenfläche verbunden ist, wobei eine Drehung der Antriebswelle um eine Antriebsachse über die gelenkige Verbindung in eine Schwenkbewegung der Abtriebswelle um eine Abtriebsachse transformiert wird, wobei der Ventilhub durch Schwenken des Stellelementes um die Abtriebsachse einstellbar ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass das Stellelement (6, 6') durch Verschieben der Abtriebswelle (5) in Richtung der Abtriebsachse um die Abtriebsachse (5a) schwenkbar ist.
  2. Zylinderkopf nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass das Stellelement (6, 6') ein Nocken mit einem Grundkreis (7, 7') und zumindest einem erhabenen Bereich (8, 8') ist.
  3. Zylinderkopf nach Anspruch 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet, dass das Stellelement (6, 6') mit der Abtriebswelle (5) über eine erste Verzahnung (9, 9') und die gelenkige Verbindung (4) mit der Abtriebswelle über eine zweite Verzahnung (10) in Wirkverbindung steht.
  4. Zylinderkopf nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die erste Verzahnung (9, 9') eine Schrägverzahnung und die zweite Verzahnung (10) eine Geradverzahnung oder eine Schrägverzahnung ist.
  5. Zylinderkopf nach Anspruch 4, wobei die erste und die zweite Verzahnung eine Schrägverzahnung ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Schrägverzahnungen zueinander gegenläufig sind.
  6. Zylinderkopf nach einem der zuvor genannten Ansprüche, wobei die Kurvenfläche mit dem Gaswechselventil indirekt in Wirkverbindung steht,
    dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Ventil und dem Stellelement (6, 6') ein Ventilspielausgleichselement angeordnet ist.
  7. Zylinderkopf nach einem der zuvor genannten Ansprüche, wobei die Kurvenfläche mit dem Gaswechselventil indirekt in Wirkverbindung steht,
    dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Ventil und dem Stellelement (6, 6') ein Rollenstößel angeordnet ist.
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