NL8301347A - Four stroke turbocharged IC engine - has inlet valve closure controlled as function of charge air pressure to optimise end compression level - Google Patents

Abstract

The four-stroke i.c engine (12) with exhaust-driven turbocharger is provided with a mechanism to adjust the moment of inlet valve closure as a function of charger compressor delivery pressure, in order to vary the compression ratio. The pressure at the end of the compression stroke is optimised under all operating conditions. The moment of exhaust valve opening may be similarly controlled in order to advance and increase the exhaust supply to the charger and thus advance and increase the charge air supply to the enqine. The valves are operated by a cam shaft (18) with drive wheel (17) coupled to it via an axially movable bush (14). This has opposite internal and external helical splines engaging complementary splines on the shaft (18) and in the wheel hub (15). The bush is moved via a swivel lever, cam operated by the charge air pressure acting on a piston (37) against a spring (39).

Description

- 1 - 1, %- 1 - 1,%

Voertuig-turbomotor met groter cylindervermogen, lager brandstofverbruik en krachtiger acceleratie-eigenschappen.Vehicle turbo engine with higher cylinder power, lower fuel consumption and more powerful acceleration properties.

5 Inleiding:5 Introduction:

De huidige opgeladen voertuigmotoren, z.g. turbomotoren, zijn vanwege hun vaste compressieverhouding nog niet optimaal; niet in brandstof economie, noch in cylindervermogen, ook niet in acceleratiegedrag. De door de oplading bereikte vermogens zijn weliswaar 30% tot 50% groter dan die van ver-10 gelijkbare "zuigmotoren", maar om de optredende drukken en krachten beneden de toelaatbare maxima te houden, moet nog een (te) groot deel van de bij hogere belasting vrijkomende uitlaatgas energie onbenut worden afgevoerd. Daar komt bij dat 0tto(benzine)*turbomotoren - in tegenstelling met Diesel-turbomotoren - bij de start en in langzaam stadsverkeer nog onvoldoende 15 uitlaatgas (energie) produceren om de 1uchtcompressor snel effectief te doen zijn. Otto-turbomotoren worden daarom, vanwege de noodzakelijk lagere compressieverhouding (ca.7:1) als tamelijk "lui" bestempeld.De kenmerkende eigenschappen, zoals een extra krachtig koppel en een wat gunstiger brandstofverbruik, komen in feite pas bij middelhoge toerenbereiken ter beschik-20 king! Ter verbetering worden wel eens hogere)compressies toegepast (SAAB, tot 9,5:1), waarbij vervolgens, door ingrijpen van electronische detectoren, het klopgevaar wordt bezworen. Het haalbare motorvermogen is echter aan-merkelijk kleiner!The current charged vehicle engines, so-called turbo engines, are not yet optimal due to their fixed compression ratio; not in fuel economy, nor in cylinder power, not even in acceleration behavior. The powers achieved by the charge are indeed 30% to 50% greater than those of comparable "suction motors", but in order to keep the occurring pressures and forces below the permissible maximums, a (too) large part of the higher exhaust gas emissions are discharged unused. In addition, 0tto (petrol) * turbo engines - unlike Diesel turbo engines - do not yet produce enough exhaust gas (energy) at the start and in slow urban traffic for the 1-air compressor to be effective quickly. Otto turbo engines are therefore labeled as rather "lazy" due to the necessarily lower compression ratio (approx. 7: 1). The characteristic features, such as extra powerful torque and somewhat more favorable fuel consumption, are in fact only available at medium speed ranges. 20 king! Higher compressions (SAAB, up to 9.5: 1) are sometimes used for improvement, whereby the risk of knocking is averted by intervention of electronic detectors. However, the achievable engine power is noticeably smaller!

Door het bruikbaar maken, aanpassen en uitbreiden van een recent, bij 25 minder snel draaiende scheeps-en stationnaire motoren van groot vermogen, ingevoerd variabel compressieverhoudingssysteem, ook wel Millercyclus genoemd, blijken de vermogens en gunstige eigenschappen van voertuig turbomotoren nog in ruime mate te kunnen worden opgevoerd, terwijl met name de acceleratie prestaties in langzaam stadsverkeer sterk kunnen worden verbe-30 terd. Er moeten dan wel aanvullende voorzieningen worden getroffen, welke het karakter van de hierop gebaseerde turbomotoren echter zo sterk wijzigen dat a.h.w. van een nieuwe categorie zou kunnen worden gesproken!The use, adaptation and expansion of a recently introduced variable compression ratio system, also referred to as a Miller cycle, which has been running at a slower speed for high-speed marine and stationary engines, also known as the Miller cycle, show that the power and favorable properties of vehicle turbo engines can still be largely achieved. , while in particular the acceleration performance in slow city traffic can be greatly improved. However, additional provisions must be made, which, however, change the character of the turbo engines based on them so much that a new category could be said to exist!

Het principe van de cyclus is gebaseerd op een, aan de variërende (belasting afhankelijke) oplaadluchtdruk aangepaste, compressieverhouding en wel 35 zodanig dat de maximaal toelaatbare compressie einddruk — zelfs bij de hoogst voorkomende luchtdrukken — niet wordt overschreden! Demotorcylinders blijken dan ook een groter luchtgewicht te kunnen bevatten, zodat meer brandstof kan worden verbrand, terwijl er bovendien geen uitlaatgas energie meer onbenut wordt verspild! 40 Die aanpassing (verkleining) van de compressieverhouding (R) wordt gerealiseerd door wijziging, b.v. verlating van het tijdstip van sluiten van de % 8301347 ·. » > - 2 - inlaatkleppen. Hierdoor wordt de effectieve slag!engte en daarmee het effectieve compressie slagvolume (V ) gewijzigd, en verkleind wanneer een hogere luchtdruk ter beschikking komt.The principle of the cycle is based on a compression ratio adapted to the varying (load-dependent) charging air pressure, such that the maximum permissible compression final pressure - even at the highest air pressures - is not exceeded! Demotor cylinders therefore appear to be able to contain a larger air weight, so that more fuel can be burned, while moreover no exhaust gas energy is wasted unused! That adjustment (reduction) of the compression ratio (R) is realized by modification, e.g. leaving the time of closing of the% 8301347 ·. »> - 2 - inlet valves. This changes the effective stroke and thus the effective compression stroke volume (V) and reduces it when a higher air pressure becomes available.

Bij de Dieselmotoren blijven dan tevens de verbrandingsdrukken op het 5 toelaatbare maximale niveau (of kunnen door vertraagde - gerekte - inspuiting op dit niveau worden gehouden). Het arbeidsdiagram voor het grotere vermogen wordt dus niet hoger, wel breder! (FIG.1). De daardoor hogere uitlaatdruk komt weer aan de turbocompressor ten goede. En omdatdrukken en krachten niet toenemen behoeft de motor niet zwaarder te worden uitgevoerd! 10 Ook blijven de wrijvingsverliezen (vrijwel) gelijk.In the case of Diesel engines, the combustion pressures also remain at the permissible maximum level (or can be kept at this level by delayed - stretched - injection). The work diagram for the larger capacity is therefore not higher, but broader! (FIG. 1). The resulting higher exhaust pressure again benefits the turbocharger. And because pressures and forces do not increase, the motor does not need to be heavier! 10 The friction losses also remain (almost) the same.

Ten opzichte van het grotere geproduceerde vermogen - als gevolg vaneen gelijkmatiger hoger koppel - neemt het mechanisch rendement dus toe En, doordat een groter deel van de uitlaatgasenergie kan worden benut zal ook het thermisch rendement onder de betrokken belastingsomstandigheden (toe-15 renbereiken) hoger liggen dan dat van de conventionele turbomotoren met hun vaste compressieverhoudingen! (Rm).Compared to the greater power produced - as a result of a more uniformly higher torque - the mechanical efficiency thus increases. And, because a larger part of the exhaust gas energy can be used, the thermal efficiency will also be higher under the relevant load conditions (speed ranges). than that of the conventional turbo engines with their fixed compression ratios! (Rm).

Bij de Otto-motor zal de combinatie van een achter de luchtcompressor geschakelde nakoel er en de bij toenemend vermogen afnemende compressieverhou-ding het gevaar van kloppen doen verminderen, i .h.b.wanneer het tempera-20 tuurgevoelige benzines als brandstof betreft.In the Otto engine, the combination of an aftercooler connected behind the air compressor and the compression ratio decreasing with increasing power will reduce the risk of knocking, in particular when temperature-sensitive petrols are used as fuel.

HOOFDSTUK I.CHAPTER I.

Groter cy 1 indervermogen door optimale benutting van de door de luchtcompressor leverbare druk, met behulp van automatische aanpassing van de compressie-verhouding.Increased cy 1 power by making optimal use of the pressure available from the air compressor, using automatic adjustment of the compression ratio.

(Een thermodynamische bewijsvoering op basis van de (le) Wet van Poisson,waar-25 mee o.m. wordt aangetoond dat lichtere, daardoor hoogtoeriger, Diesel-turbo-motoren mogelijk zijn).(A thermodynamic proof based on the (le) Law of Poisson, which shows, among other things, that lighter, therefore high-revving, Diesel-turbo engines are possible).

Volgens de genoemde wet, aangepast aan motorcylindercondities, is: /V1+V\n p2= pr |s vo °j = prRm = A..... » (1) waarin p^ de variabele door de turbocompressor geproduceerde (verbrandings)-30 luchtdruk en pg de einddruk na compressie daarvan voorstelt. Vs-j is het slagvolume, VQ de compressieruimte in de cylinder aan het einde van de zuigerslag.According to the said law, adapted to engine cylinder conditions,: / V1 + V \ n p2 = pr | s vo ° j = prRm = A ..... »(1) where p ^ is the variable produced by the turbocharger (combustion) -30 air pressure and pg represents the final pressure after compression thereof. Vs-j is the stroke volume, VQ is the compression space in the cylinder at the end of the piston stroke.

De exponent n kan op 1.35 worden gesteld, een voor luchtcompressie in waterge-koelde cylinders algemeen aanvaarde waarde. De compressieverhouding Rm is de maximale, dus de "ingebouwde" verhouding.The exponent n can be set at 1.35, a generally accepted value for air compression in water-cooled cylinders. The compression ratio Rm is the maximum, so the "built-in" ratio.

35 Nu kan men echter ook de einddruk p^ op een vaste, b.v.maximaal toelaatbare waarde Pc vastleggen en de compressieverhouding variabel makenin afhankelijkheid van Ρ2 en wel zodanig dat aan de vergel ijking (1) blijvend wordt voldaan; de waarde A dus niet verandert.However, it is now also possible to fix the final pressure p ^ to a fixed, e.g. maximum permissible value, Pc and to make the compression ratio variable depending on afhankelijk2 in such a way that the equation (1) is permanently satisfied; so the value A does not change.

8301347 Λ :<·Α.8301347 Λ: <· Α.

- 3 -- 3 -

Deze variabele compressieverhouding (R) kan worden gerealiseerd door het tijdstip van sluiten van de iniaatkleppen te wijzigen, zodat er in de vergelijking (1) in de plaats van V, het effectieve compressieslagvolume (V ) moet y Θ worden ingevoerd. /y + V\ 1,35 5 Dan is: ?c = pr —-j = prR1,35 = A...... (la)This variable compression ratio (R) can be realized by changing the time of closing of the iniate valves, so that in the equation (1) instead of V, the effective compression stroke volume (V) must be entered. / y + V \ 1.35 5 Then:? c = pr —-j = prR1,35 = A ...... (la)

Bij de gebruikelijke kleine turbocompressor uitvoeringen met enkele waaier kan de opvoerhoogte, - de toerenafhankelijke druk p^ - meestal weinig meer dan 3,3 bar.abs. bedragen (zeeniveau) en daardoor is ook de minimum waarde van R voor iedere specifieke waarde van Pc vrijwel bepaald. E.e.a. is in Fig.2 10 grafisch vastgelegd. De waarde van de compressie einddrukken vormt a.h.w. de "drukklasse" van de turbomotor. (Otto-cyclus motoren 15-20 bar.; Diesel-cyclus motoren ca. 30-50 bar. en hoger.)In the usual small single-impeller turbocharger versions, the head - the speed-dependent pressure p ^ - can usually be little more than 3.3 bar.abs. (sea level) and therefore the minimum value of R for each specific value of Pc is also virtually determined. E.e.a. is graphically captured in Fig. 2 10. The value of the compression final pressures constitutes the "pressure class" of the turbo engine. (Otto-cycle engines 15-20 bar; Diesel-cycle engines approx. 30-50 bar. And higher.)

Doordat n>l zal bij toenemende luchtdruk p^ met een relatief geringere afname van de compressieverhouding R kunnen worden volstaan om aan de gelijkheid 15 (la) te blijven voldoen. , v + y \Because n> 1, with increasing air pressure p ^, a relatively smaller decrease in the compression ratio R will suffice to continue to comply with the equality 15 (1a). , v + y \

Het product van p^ en R neemt daardoor toe,m.a.w. de term p^ x[-^-y—-] wordt groter en daarmee de waarde van de teller Pj.(Ve + VQ), welke 0 weer een maat is voor de hoeveelheid (verbrandingsluchtG-j die in de cylinders kan worden ondergebracht! Met d als (atm.) luchtdichtheid, zijnde de op 20 eenzelfde inlaattemperatuur gecorrigeerde (door tussenkoeling bereikte) waarde, wordt het opneembare luchtgewicht: G1 =d.p1.(Ve + V0)*=d.p1.R,V0..... , (2) waarbij p^ en R onderling zijn gekoppeld volgens vergelijking (la), m.a.w. conform de curven Pc, Fig.2.As a result, the product of p ^ and R increases, i.e. the term p ^ x [- ^ - y—-] increases and with it the value of the counter Pj. (Ve + VQ), which 0 is again a measure of the quantity (combustion air G-j that can be accommodated in the cylinders With d as (atm.) Airtightness, being the value corrected (achieved by intermediate cooling) to the same inlet temperature, the absorbable air weight becomes: G1 = d.p1. (Ve + V0) * = d.p1.R, V0. ...., (2) where p ^ and R are mutually coupled according to equation (la), ie according to the curves Pc, Fig. 2.

Vl * d*Pc ' Vsl 25 Voor V. - vb- it schrijvend wordt, na invulling: G-, = -— ...» (3) 0 1 Rn .(Rm-1) en dit vertegenwoordigt het luchtgewicht dat tijdens een arbeidscyclus de motorcylinders passeert. Het is dus ook een maat voor de hoeveelheid brandstof, welke met een bepaalde - van de soort en kwaliteit afhankelijke - luchtovermaat kan worden verbrand, en daardoor tevens maatgevend voor het produceer-30 bare vermogen!Vl * d * Pc 'Vsl 25 For V. - vb- it becomes writing, after entering: G-, = -— ... »(3) 0 1 Rn. (Rm-1) and this represents the air weight that is a work cycle passes the motor cylinders. It is therefore also a measure of the amount of fuel, which can be burned with a certain excess of air, depending on the type and quality, and thereby also decisive for the producible power!

De formule opent zo de mogelijkheid om gelijksoortige motoren - d.w.z. motorenmet gelijk cylindervolume (totaal slagvolume V -j ), met gelijk max.toerental en eenzelfde thermisch rendement - de ene soort met de gebruikel i jke vaste compressieverhouding, de andere toegerust met het voorgestelde varieerbare 35 compressieverhoudingssysteera, met el kaar te vergel ijken en daarmee de grotere prestatie mogel i jkheden van het laatstgenoemde type naar voren te brengen.The formula thus opens up the possibility of using similar engines - ie engines with the same cylinder volume (total stroke volume V -j), with the same maximum speed and the same thermal efficiency - one type with the usual fixed compression ratio, the other equipped with the proposed variable 35 compression ratio system, comparing each other and thereby highlighting the greater performance capabilities of the latter type.

Identieke factoren, zoals , de toeren term (^gg), de luchtdichtheid d en -in eerste instantie - ook het thermisch rendement behoeven dan niet meer in 8301347 i i - 4 - de formules te worden meegevoerd. De, met of zonder VC, haalbare vermogens zijn nu alleen nog maar een functie van de "drukklasse" P , de "ingebouwde" v compressieverhouding Rm, de variabele waarden R en(omOtto- met Diesel-cyclus motoren te kunnen vergelijken) met de luchtovermaatfactor λ 1 5 Zo komt men tot een, voor het beoogde doel toereikende, eenvoudige formule, welke een z.g."vermogen-waarde cijfer" (c.kW) oplevert dat een motor - b.v.vier-cylinder 4T voertuigmotor - kan opbrengen: cJ:l.j _ Pc Pc X.Rn”! (R -1) X.R0,3? (R -1) ^ ' m ' mIdentical factors, such as the speed term (^ gg), the airtightness d and - in the first instance - also the thermal efficiency no longer need to be included in 8301347 i i - 4 - the formulas. The feasible powers, with or without VC, are now only a function of the "pressure class" P, the "built-in" compression ratio Rm, the variable values R and (to be able to compare Otto with Diesel-cycle engines) with the air excess factor λ 1 5 This leads to a simple formula, adequate for the intended purpose, which yields a so-called "power-value figure" (c.kW) that an engine - eg four-cylinder 4T vehicle engine - can yield: cJ: lj _ Pc Pc X.Rn ”! (R -1) X.R0.3? (R -1) ^ 'm' m

De formule toont aan dat het produceerbare vermogen van een variabele compres-10 sie(verhouding)motor zal toenemen, wanneer de compressieverhouding (R) moet worden verlaagd, omdat de compressor een hogere druk p^ opbrengt.Die toename in vermogen kan worden uitgedrukt in een verhoudingsf actor α , waarbij: β = (Rm / R)0,35 (5)The formula shows that the producible power of a variable compression (ratio) motor will increase when the compression ratio (R) has to be lowered, because the compressor produces a higher pressure p ^. That increase in power can be expressed in a ratio factor α, where: β = (Rm / R) 0.35 (5)

Met de " i ngebouwde" compressieverhouding (Rm) als uitgangspunt is vooreen 15 drietal waarden Rm in de Figuren 3,4 en 5 het (toenemend) vermogen, c.kW, als functie van een variërende compressieverhouding R weergegeven. De waarde Rm=ll vanFig.3 correspondeert met ene bij zwaardere tractie voertuigen (trucks, locomotieven) gebruikelijke waarde.With the "built-in" compression ratio (Rm) as a starting point, the (increasing) power, c.kW, is shown as a function of a varying compression ratio R for three values Rm in Figures 3,4 and 5. The value Rm = ll of Figure 3 corresponds to a usual value for heavier traction vehicles (trucks, locomotives).

Voor de drie curvenbundels (Fig.3,4en 5), met compressie "drukklassen" P va- w 20 riërend van 35 t/m 65 bar., geeft de -gestreepte - curve ade begrenzing aan van hetgeen er met kl ei ne ëëntraps, hoogtoerige turbocompressoren met hoog rendement (max. drukverhouding ca. 1:3,5) haalbaar is.For the three curves bundles (Fig. 3, 4 and 5), with compression "pressure classes" P ranging from 35 to 65 bar., The dashed curve indicates a limitation of what is done with small steps. , high-speed turbochargers with high efficiency (max. pressure ratio approx. 1: 3.5) are feasible.

Met uitzondering van de hogere drukklassen P , ligt het gehele operationele g’ebied van deze VC-Diesel turbomotoren in een zóne, waarbij - door de lage 25 compressieverhoudingen en de aanwezigheid van een tussenkoeler - de compressie-eindtemperatuur ontoereikend is geworden voor zeifontsteking.Er zal daarom een krachtig gloei element, analoog aan de (gloeidraad) startbouchie, moeten worden aangebracht, dat in feite permanent zal moeten functioneren! Ook toepassing van z.g. "hot-center" zuigers zal nuttig zijn om de ontsteking en de goede verbran-30 ding bij hoog toerental te bevorderen.With the exception of the higher pressure classes P, the entire operating range of these VC-Diesel turbo engines lies in one zone, whereby - due to the low compression ratios and the presence of an intercooler - the compression final temperature has become insufficient for self-ignition. therefore a powerful glow element, analogous to the (filament) start bouchie, will have to be fitted, which in fact will have to function permanently! The use of so-called "hot-center" pistons will also be useful to promote ignition and good combustion at high speed.

Het bizondere van deze VC-motoren is echter dat zij bij start,nul!ast en in langzaam stadsverkeer - wanneer de compressor (nog) niet effectief is - automatisch op de maximale compressieverhouding (R^ll) staan ingesteld en dan ook zónder dit hulpmiddel kunnen functioneren! Er is dus geen koude-start probleem! 35 Vol 1 edighëidshalve: bij de Otto-VC turbomotoren is toepassing van gloeielemen-ten, uiteraard overbodig. (Ook niet mogelijk).The special thing about these VC engines is that they are automatically set to the maximum compression ratio (R ^ ll) at start, zero! Ast and in slow city traffic - when the compressor is not (yet) effective and without this aid. can function! So there is no cold start problem! 35 Vol 1 For the sake of goodness: the use of glow elements is of course unnecessary with the Otto-VC turbo engines. (Also not possible).

Wanneer men in de genoemde figuren horizontalen trekt naar de ordinaten Rm , dan blijkt een variabele compressie (VC) motor, zoals die volgens Fig.4 met een compressie-einddruk van b.v. 50 bar, (P^g), eenzelfde vermogen te 8301347 -5- ·* * kunnen ontwi kkel en al s een conventionele Diesel-turbomotor Pcg0; een VC-turbomotor (Fig.5) blijkt een gel ijk vermogen te kunnen produceren als een conventionele Ρς^ motor,enz. (E.e.a. bij gelijk max.toerental en gelijke luchtovermaat.) 5 En wanneer men zich real iseert dat het product: (hoger max.toerental maal thermisch rendement) van Otto-motoren, t.w. (6000x0,25), gelijk is aan dat van Dieselmotoren, (4000 x ca.0,375), kunnen de c.kW-waardecijfer curven ook wel in eenzelfde diagram worden getekend, zoals is gebeurd inFig.6.When horizontals are drawn in the said figures to the ordinates Rm, a variable compression (VC) motor, such as that according to Fig. 4, with a final compression pressure of e.g. 50 bar, (P ^ g), can develop the same power at 8301347 -5- * * and as a conventional diesel turbo engine Pcg0; a VC turbo engine (Fig. 5) appears to be able to produce a similar power as a conventional Ρς ^ engine, etc. (E.g.at equal max speed and equal air excess.) 5 And when it is realized that the product: (higher max speed times thermal efficiency) of Otto engines, i.e. (6000x0.25), which is the same as that of Diesel engines, (4000 x approx. 0.375), the c.kW value figure curves can also be drawn in the same diagram, as happened in Fig. 6.

Men constateert dat een lichte VC-Pc40 Diesel (met λ=1,30) - bij gelijke 10 cylinderinhoud - in vermogen gelijkwaardig wordt aan de conventionele Otto-turbomotoren en superieur is aan de "klop detector"-turbo's! (met λ = 1,10).It has been established that a light VC-Pc40 Diesel (with λ = 1.30) - with the same 10 cylinder capacity - is equivalent in power to the conventional Otto turbo engines and superior to the "knock detector" turbochargers! (with λ = 1.10).

Die lichtere bouw, met name van het zuiger/drijfstang mechanisme, opent de mogelijkheid tot hogere toerenniveaus (dan de huidige max.4000/min.) en daardoor tot verdere vermogensvergroting! 15 De invloed van de geringere massawerking kan, globaal, op de vierkantswortel der drukklasse-verhouding worden gesteld en het toeren niveau van deze lichtere VC voertuig-turbomotoren kan dus met ca.12% a 15¾ worden verhoogd.The lighter construction, especially of the piston / connecting rod mechanism, opens the possibility to higher speed levels (than the current max. 4000 / min.) And thereby to further power increase! The influence of the lower mass effect can be put, roughly, on the square root of the pressure class ratio and the rev level of these lighter VC vehicle turbo engines can thus be increased by approx. 12% to 15¾.

De genoemde P^ Diesel-turbo benadert met zijn 4600 toeren/min.zelfs de vermogenszöne van de voorgestelde VC-0tto-turbo1s1 20 HOOFDSTUK II.The aforementioned P ^ Diesel turbo, with its 4600 rpm, even approximates the power zone of the proposed VC-0tto-turbo1s1 20 CHAPTER II.

Nokkenasverstelinrichtingen.Camshaft Adjusters.

Inleiding: Men kan zich een door tandwielen aangedreven nokkenas 1 voorstellen (Fig.7), waarbij schroefvormig verlopende vertandingen zijn toegepast. Een der tussenassen 2 zou kunnen worden voorzien van twee bredere 25 schroeftandwielen3 en 4, de ene met linkse, de andere met rechtse spoed!Introduction: One can imagine a gear-driven camshaft 1 (Fig. 7), in which helical teeth are used. One of the intermediate shafts 2 could be provided with two wider screw gears 3 and 4, one with a left-hand thread, the other with a right-hand thread!

Wanneer genoemde tussenas 2 axiaal zou worden verschoven, zal er een relatieve verdraaiing van de aangesloten tandwielen 6 en 7 t.o. v. elkaar plaatsvinden, m.a.w. de stand van de nokkenas It.o.v.de krukas 5, waarop deze tandwielen zijn aangebracht, wordt er door gewijzigd; en daarmee de tijdstippen 30 van openen en sluiten van de cylinderkleppen. De op deze wijze bereikbare verstellingen zijn betrekkel ijk klein; het principe vormt evenwel het uitgangspunt van de hieronder omschreven vinding, t.w. een inertievrije nokkenasverstel inrichting met een zeer groot regel bereik. Deze komt in de plaats van de bekende, bij scheepsmotoren met lage tot middelhoge toeren toegepaste 35 kleppenverstelinrichting conform Fig.8, waarbij de tijdstippen van openen en sluiten worden gewijzigd door de klepstoterrol 8 van de klepstoterstang 9 met behulp van een verstel as 10 en hefbomen 11 tangentiaal om de ronddraaiende nokkenas 12 te verplaatsen. Daarvoor zijn echter relatief lange klepstoter-stangen nodig, in combinatie met grote en daardoor zware kleppenhefbomen 13.If said intermediate shaft 2 would be axially shifted, there will be a relative rotation of the connected gears 6 and 7 relative to. for each other, i.e. the position of the camshaft Ito.v.the crankshaft 5, on which these gears are mounted, is changed by it; and thus the times of opening and closing of the cylinder valves. The adjustments that can be achieved in this way are relatively small; however, the principle is the starting point of the invention described below, i.e. an inertia-free camshaft adjusting device with a very wide control range. This replaces the known valve adjusting device used in low to medium speed marine engines according to Fig. 8, in which the opening and closing times are changed by the valve ram 8 of the valve ram 9 using an adjusting shaft 10 and levers 11 tangentially to move the rotating camshaft 12. However, this requires relatively long valve lift rods, in combination with large and therefore heavy valve levers 13.

40 Het systeem is niet alleen gecompliceerd, maar ook niet geschikt voor hoog- 8301347 , P * - 6 - toerige voertuigmotoren (ca.6000 t/min.!), waarvoor - om de massakrachten te verkleinen - een bovenliggende nokkenas (dus zonder stoterstangen) - noodzakelijk is!40 The system is not only complicated, but also unsuitable for high-speed 8301347, P * - 6-speed vehicle engines (approx. 6000 rpm!), For which - in order to reduce the mass forces - an overhead camshaft (so without pushrods) ) - is necessary!

Omschrijving inertievrije nokkenasverstelinrichting. (Fig.9A en 9C).Description inertia-free camshaft adjusting device. (Fig. 9A and 9C).

5 Een aan de buiten- en binnenkant met resp. links- en rechtsgangig, rechthoekig, schroefdraad uitgevoerde regel bus 14, welke beweegbaar is binnen een, met corresponderende schroefgangen uitgeruste wiel naaf 15 en eveneens beweegbaar is over een analoog uitgevoerd, aangepast, nokkenaseinde 16, zal bij axiale verschuiving het aandrijvende wiel 17, en de aangedreven nokkenas 18 in tegen-10 gestelde zin uit elkaar doen draaien; of omgekeerd. De hiervoor benodigde kracht kan van buiten uit, al dan niet via een drukkogellager 19, doormiddel van een regel hefboom 20 worden uitgeoefend.5 One on the outside and inside with resp. left and right hand, rectangular, threaded control sleeve 14, which is movable within a wheel hub 15 equipped with corresponding screw threads and which is also movable over an analogue, adapted, camshaft end 16, the axial displacement will cause the driving wheel 17, and reverse the driven camshaft 18 in opposite directions; or vice versa. The force required for this can be exerted from the outside, whether or not via a thrust ball bearing 19, by means of a control lever 20.

Vanwege de tegengesteld verlopende schroefgangen op een relatief kleine bus-diameter, zijn dan met (axiale) verplaatsingen van enkele cms reeds grote klep-'15 verstellingen mogelijk, zelfs over meer dan 90° krukashoek, dus groter dan hetgeen realiseerbaar is met bekende systemen, (zoals b.v. Fig.8).Because of the oppositely going screw threads on a relatively small sleeve diameter, large (15 axial) displacements of already 15 valve adjustments are then possible, even over more than 90 ° crankshaft angle, thus greater than what can be realized with known systems, (as eg Fig.8).

Het reactiekoppel, dat door het aandrijvende wiel 17 moet worden overwonnen is opgebouwd uit de som van de op de nokken(as) 18 werkende klepveerkrachten, de versnellings- en vertragingskrachten, alsmede de gaskrachten, i .h.b.die af-20 komstig van de uitlaatkleppen.The reaction torque to be overcome by the driving wheel 17 is composed of the sum of the valve spring forces acting on the cam (shaft) 18, the acceleration and deceleration forces, as well as the gas forces coming from the exhaust valves. .

Bij een viercyl indermotor is de overlappende beïnvloeding door buurcylinders evenwel beperkt, waardoor deweerstandbiedénde koppels der respectievelijke kleppenmechanismèn, over twee omwentelingen verdeeld, min of meer gescheiden optreden. De resulterende fluctuaties worden enigszins gestimuleerd door de niet 25 volkomen eenparig ronddraaiende krukas. Gelukkig is de frequentie van deze fluctuaties, zelfs bij zeer lage toerentallen, zó hoog dat van een basiskoppel met daaroverheen een hoogfrequenté "rimpelfluctuatie" kan worden gesproken.In the case of a four-cylinder engine, however, the overlapping influence by neighboring cylinders is limited, so that the resistive torques of the respective valve mechanisms, divided over two revolutions, occur more or less separately. The resulting fluctuations are somewhat stimulated by the crankshaft, which is not completely uniformly rotating. Fortunately, the frequency of these fluctuations, even at very low speeds, is so high that one can speak of a base torque with a high-frequency "ripple fluctuation" over it.

Als uitgangspunt voor een constructie voor een 4T-motormet 4 cylinders van 3 ca.500 cm inhoud kan met een bas is koppel in de orde van 0,6 kpm worden gerekend, 30 welk koppel door de schroef bus 14 voornoemd moet worden opgenomen om het vervolgens, via de inwendige vertanding aan de nokkenas 18 over te dragen. Bij een nokkenaseind diameter 16 van b.v. 4 cm, (r=20 mm ), zie Fig.lOA, wordt de om-trekskracht 30 kg en met een schroeftandhelling (spoed) van 1:4 is de op de nokkenas 18 werkende axiaal kracht 7,5 kg groot. Een gelijke,maar .tegengesteld ge-35 richte reactiekracht zal de bus 14 naar buiten trachten te drukken en moet door de regel hefboom 20 kunnen worden opgevangen. Wanneer op de buitenkant van de bus (Fig.9A, 10A) een soortgelijke, in de aandrijvende wiel naaf 15 passende schroefverbinding, maar nu met tegengestelde spoed, is aangebracht zal deze eveneens een naar buiten gerichte kracht op de bus uitoefenen, welke de genoemde 40 regelhefboom 20 nog meer zal belasten.As a starting point for a construction for a 4T engine with 4 cylinders of 3 approx. 500 cm capacity, a bass can be counted as torque of 0.6 kpm, which torque must be taken up by the screw sleeve 14 in order to then, transfer to the camshaft 18 via the internal toothing. At a camshaft end diameter 16 of e.g. 4 cm, (r = 20 mm), see Fig. 10A, the circumferential force becomes 30 kg and with a screw tooth pitch (pitch) of 1: 4, the axial force acting on the camshaft 18 is 7.5 kg. An equal but opposite reaction force will attempt to push the sleeve 14 outward and must be able to be received by the control lever 20. When a similar screw connection, fitting in the driving wheel hub 15, but now with the opposite pitch, is applied to the outside of the sleeve (Fig. 9A, 10A), it will also exert an outwardly directed force on the sleeve, which the aforementioned 40 control lever 20 will load even more.

8301347 - 7 - ft %8301347 - 7 - ft%

Bij een juiste keuze van de richting der schroefvormig verlopende vertandingen zal de reactiekracht het aandrijvende tand- of kettingwiel 17 naar het motorblok 21 toe drukken, zodat er geen probleem bestaat om dit wiel tegen uitschuiven te behoeden.With a correct choice of the direction of the helical teeth, the reaction force will push the driving toothed or sprocket wheel 17 towards the motor block 21, so that there is no problem to prevent this wheel from sliding out.

5 Voor een hoog motor belastingsgeval, welke een inlaatkleppenverstelling van b.v. 90° krukhoek t.o.v. de conventionele positie nodig maakt, zal de nokkenas 45° in de draairichting moeten kunnen worden versteld. Ten opzichte van de regel-bus 14 verdraaien wielnaaf en nokkenas, bij gelijke spoed, dan elk over de halve hoek, dus 22,5°, wat bij een (gemiddelde) busdiameter van 4 cm met een booglengte 10 van 8 mm overeenkomt, en waarmee - bi j een schroeftandspoed 1:4- weereen axiale bus verplaatsing van 32 mm correspondeert. Deze spoed benadert wel ongeveer het toelaatbare maximum (waarboven n.1. zelfremmendheid optreedt I ).For a high engine load case, which requires an inlet valve adjustment of e.g. Requires a 90 ° crank angle relative to the conventional position, the camshaft must be able to be adjusted 45 ° in the direction of rotation. With respect to the control sleeve 14, the wheel hub and camshaft rotate, at the same pitch, over half the angle, i.e. 22.5 °, which corresponds to an arc length of 4 cm with an arc length of 8 mm, and with which - with a screw pitch 1: 4 - corresponds again an axial sleeve displacement of 32 mm. This pitch approaches the permissible maximum (above which n.1. Self-inhibiting occurs I).

Het van buitenaf werkende regel mechaniek zou, bij de slaglengte van ca.32 mm, dus een tamel ijk grote kracht moeten opbrengen, maar deze kan met behulp van de 15 hierna te omschrijven nokkenas uitvoering grotendeels worden gecompenseerd 1The control mechanism operating from the outside should, at the stroke length of approx. 32 mm, therefore yield a fairly great force, but this can be largely compensated with the aid of the camshaft design described below 1

Compensatie van de axiale krachtcomponent.Compensation of the axial force component.

Gebruikmakend van de real iteit dat de koppelfl uctuaties ook bij 1 age toerentallen reeds een hoge frequentie bezitten, zodat het weerstand biedende koppel een redelijk constante waarde bezit, kan de uitwendige regelhefboom 20 in grote 20 mate worden ontl ast door op de schroefbus 14 voornoemd een voorgespannen veer 22 (Fig.9B) te laten werken, welke deze bus naar binnen trekt en - zodra de motor draait - instaat is b.v. 80 S 90¾ van de dan optredende en naar buiten gerichte axiale kracht op te vangen. Het benodigde regelmechanisme valt dan lichter uit en de regeling wordt veel soepeler.Utilizing the reality that the coupling fluctuations already have a high frequency even at 1 age speeds, so that the resistive torque has a fairly constant value, the external control lever 20 can be relieved to a large extent by applying the aforementioned a preloaded spring 22 (Fig. 9B), which pulls this sleeve inwards and - as soon as the engine is running - is able to 80 S 90¾ of the then occurring and directed axial force. The required control mechanism then becomes lighter and the control becomes much smoother.

25 Zulk een veer mag over de slaglengte van de bus (ca .3 cm), uiteraard, maar weinig in spanning veranderen. Hij zal daarom een vlakke karakteristiekmoeten bezitten; d.w.z. velewindingen moeten hebben en valt daardoor relatief lang uit! Een veer 22 welke aan deze eisen voldoet blijkt zeer goed in een hol uitgevoerde nokkenas 18 te kunnen worden ingebouwd! • 30 Met de stel schroef 23 op de trekstang 24 wel ke de veerschotel 25 met de regel -bus 14 voornoemd verbindt, kan de veerspanning worden ingesteld.25 Such a spring may, of course, only slightly change in tension over the stroke length of the sleeve (approx. 3 cm). He must therefore have a flat characteristic; i.e. must have many turns and is therefore relatively long! A spring 22 which meets these requirements proves to be very well built into a hollow camshaft 18! The spring tension can be adjusted with the adjusting screw 23 on the tie rod 24 which connects the spring plate 25 to the control bush 14 above.

Aangezien de tijdsduur van de koppel fluctuaties bij zeer lage toerentallen relatief groot kan worden en de daaruit resulterende variaties in de axiaal kracht wellicht storend op de positie van de regel bus zouden kunnen werken, kan zonodig 35 nog een luchtkussendemper worden aangebouwd. Daartoe kan (b.v.) de veerschotel 25 als nauw in de nokkenas sluitende plunjer 25 worden uitgevoerd. De tussen deheen en weer bewegende plunjer 25 en de afsluitkap 26 ingesloten lucht kan nu alleen door één of meer nauwe gaatjes 27 ontsnappen, c.q. toestromen.Since the duration of the torque fluctuations at very low speeds can become relatively large and the resulting variations in the axial force could possibly interfere with the position of the control sleeve, an air cushion damper can be added if necessary. For this purpose (e.g.) the spring cup 25 can be designed as a plunger 25 closing tightly in the camshaft. The air enclosed between the reciprocating plunger 25 and the closing cap 26 can now only escape or flow through one or more narrow holes 27.

Ook massavergroting - b.v. een dikkere trekstang 24 - kan nuttig zijn.Also mass enlargement - e.g. a thicker tie rod 24 - may be helpful.

40 De schommelingen worden hierdoor gedempt, terwijl de relatief trage busverstel- 8301347 - 8 - lingen ook bij de zeer lage toerentallen niet meer worden gehinderd. Alternatieven.40 This dampens fluctuations, while the relatively slow bus adjustments are no longer hindered even at very low speeds. Alternatives.

1. In Fig.lOB is het aantal schroefvertandingen in dewielnaaf 5, de regelbus 14 en het nokkenaseinde 16 tot 2 stuks gereduceerd, zulks om de aanmaakkosten laag 5 te houden.1. In Fig. 10B, the number of screw teeth in the wheel hub 5, the control sleeve 14 and the camshaft end 16 is reduced to 2 pieces, in order to keep the production costs low 5.

2. Een eenvoudige uitvoeringsvorm (Fig.11), zonder voorgespannen veercompen-sator, krijgt men door de schroeftand hellingshoeken tamelijk flauw uit te voeren. De axiaal krachten, inclusief hun fluctuaties, zijn dan klein, maar de slag van regel hefboom 20 wordt uiteraard groter! Ook in dit geval kan de invloed 10 van optredende koppel fluctuaties worden afgezwakt door de gel eiders tang 28 nauw-passend in de boring 29 uit te voeren en de, in de ruimte 30 achter de stang 28 ingesloten, lucht via nauwe gaatjes 31 met de buitenlucht in verbinding te brengen.2. A simple embodiment (Fig. 11), without a prestressed spring compensator, is obtained by making the helical angle of inclination rather faint. The axial forces, including their fluctuations, are then small, but the stroke of control lever 20 naturally increases! In this case too, the influence of torque fluctuations occurring can be attenuated by making the conductor pliers 28 closely fitting in the bore 29 and the air, enclosed in the space 30 behind the rod 28, via narrow holes 31 with the connecting outdoor air.

HOOFDSTUK III.CHAPTER III.

Regeling van de effectieve compressieslaglengte. (Effectieve slagvolume Ve).Control of the effective compression stroke length. (Effective stroke volume Ve).

15 De, aan de luchtoverdruk aangepaste, variabele compressieverhouding (R) kan, zoals bekend, worden gerealiseerd door wijziging van het tijdstip van sluiten van de inlaatklep.As is known, the variable compression ratio (R) adapted to the air pressure can be realized by changing the time of closing of the inlet valve.

Bij voertuigmotorenmet gescheiden nokkenassen voor inlaat- en uitlaatkleppen zou dan kunnen worden volstaan met alleen de inlaatnokkenas verstelbaar te ma-20 ken. Dit kan zowel door verlating als door vervroeging van het tijdstip van sluiten van de inlaatklep gebeuren. De vullingsgraad der cyl inders wordt door de keuze enigszins beTnvloed.·In the case of vehicle engines with separate camshafts for inlet and exhaust valves, it would suffice to make only the inlet camshaft adjustable. This can be done either by leaving or by advancing the time of closing of the inlet valve. The degree of filling of the cylinders is somewhat influenced by the choice.

In het eerstgenoemde geval (verlating) opent de inlaatklep uiteraard ook later, waardoor de noodzakelijke over!appingsperiodemet de, nog niet gesloten, uit-25 laatklep (bij DP.DZ.) kleiner wordt; zelfs geheel zou kunnen te vervallen!In the former case (abandonment), of course, the inlet valve also opens later, so that the necessary transfer period with the outlet valve, which has not yet been closed (with DPDZ), becomes smaller; might even lapse entirely!

In het tweede geval (vervroegd sluiten) wordt die overlapping daarentegen vergroot en de wegspoel i ng van de resterende verbrandingsgassen verbeterd!In the second case (early closing), however, this overlap is increased and the flushing out of the remaining combustion gases is improved!

Deze methode wordt bij hoogopgeladen grote Dieselmotoren toegepast. De openings-en sluitingstijdstippen van de uitlaatkleppen kunnen ongewijzigd blijven.This method is used for highly charged large diesel engines. The opening and closing times of the exhaust valves can remain unchanged.

30 Maar ook bij snel draaiende voertuigmotoren, welke veelal met één enkele hooggelegen nokkenas zijn uitgerust, kan het VC-systeem zonder bezwaar en met voordeel worden toegepast! Vanwege de vaste onderlingeposit-i.es der nokken komt voor het realiseren,van een compres'sieverhoudingsverlaging dan alleen de verlate sluiting van de inlaatklep in aanmerking. Bij de daarvoor benodigde nokkenasverstelling 35 - met de draairichting mee - zouechterhet tijdstip van de vooruitlaaten van de eerdergenoemde over!appingsperiode, eveneens worden verlaat,d.w.z. te laat optreden! Om dit te corrigeren zou de uitlaatnok in feitein zijn geheel over een zekere hoek, tegen de asdraairichting in, moeten worden terug geschoven,m.a.w.de booglengte dient in die richting te worden verlengd.30 However, the VC system can also be used without any problem and advantageously with fast-running vehicle engines, which are usually equipped with a single high-lying camshaft! Due to the fixed mutual positions of the cams, only a delayed closing of the inlet valve can be considered for realizing a compression ratio reduction. With the camshaft adjustment 35 required for this purpose - along with the direction of rotation - the time of forwarding of the aforementioned transfer period would also be abandoned, i.e. acting late! In fact, to correct this, the exhaust cam would have to be pushed back in its entirety through a certain angle, against the axis of rotation, i.e. the arc length should be extended in that direction.

8301347 - 9 -8301347 - 9 -

En voor een aangepaste, toereikende, overlapping zal hetzelfde ook moeten gebeuren met de oploopflank (begin klepopening) van de inlaatnok. De booglengten van beide nokken vallen daardoor, resp. ca.35 en 30 graden langer uit dan bij een VC-turbomotor met gescheiden nokkenassen. (en diemet een vaste compressiever-5 houding!). E.e.a. is verduidelijkt aan de hand van de kleppendiagrammen Fig JL2 en Fig.13, waarbij de laatste, - ter vergelijking - een beeld toont van de openingsperioden der kleppen van conventionele turbomotoren met hun vaste compressieverhoudingen Rm-And for an adjusted, adequate overlap, the same will also have to be done with the leading edge (start valve opening) of the inlet cam. The arc lengths of both cams therefore fall, respectively. approx. 35 and 30 degrees longer than with a VC turbo engine with separate camshafts. (and with a fixed compression ratio!). E.e.a. is illustrated by the valve diagrams Fig. JL2 and Fig. 13, the latter, for comparison, showing a picture of the valve opening periods of conventional turbo engines with their fixed compression ratios Rm-

Fig.12 A en C geven de kleppenopeningsperioden weer van de variabelecompres-10 sieverhouding turbomotor volgens de vinding; resp. voor start en lage motorbe-lastingen (A), voor de maximale belasting (C) en voor een daartussen gelegen belastingsgeval (B). Een nadere beschouwing van Fig.12,A leert dat de sterk vervroegde vooropening van de uitlaatklep bij de start tot een relatief grote inkorting van de gasexpansiecurve leidt. De hieruit resulterende krachtiger 15 drukimpulsen met sterk vergrote kinetische energie zul len de turbo-compressor nu in veel kortere tijd op (en over) het toerental brengen waarbij deze de gewenste boven-atmospherische druk opbouwt. De motor zal daardoor reeds een krachtig koppel kunnen 1 everen bij toerental 1 en wel ke ruim beneden de 1000/min. kunnen liggen! (Zie hoofdstuk IV).Figures 12 A and C show the valve opening periods of the variable compression ratio turbo engine according to the invention; resp. for start and low engine loads (A), for the maximum load (C) and for an intermediate load case (B). A closer look at Fig. 12, A teaches that the very early pre-opening of the exhaust valve at the start leads to a relatively large shortening of the gas expansion curve. The resulting more powerful pressure pulses with greatly increased kinetic energy will now bring the turbo compressor up to (and over) the speed in a much shorter time, building up the desired superatmospheric pressure. The engine will therefore already be able to provide a powerful torque 1 at speed 1, well below 1000 / min. can lie! (See Chapter IV).

20 In het bijzonder zul len VC-turbomotoren, werkende volgens de Ottocyclus (met hun lage ingebouwde compressieverhouding), hiervan profiteren en nu ook i n stadsverkeer, vanui 11 age motortoer en tal 1 en, fel 1 er kunnen accel ereren.20 In particular, VC turbo engines, operating according to the Ottocycle (with their low built-in compression ratio), will benefit from this and will now be able to accelerate in urban traffic, van 11 age engine tour and many 1 and bright 1.

Zodra de turbo-compressor echter overdruk opbouwt treedt automatisch de nok-kenasverstell er inwerking (Fig.14), waardoor de (te) vroege vooruitlaat weer 25 snel wordt verkleind, en waarna zich een evenwichtstoestand insteltmet een optimale benutting van de uitlaatgasenergie! N.B.: Ook bij Otto-turbomotoren met twee gescheiden nokkenassen kan dit gunstige acceleratie effect bij lage toeren worden gereal iseerd door b. v. de uitlaatnok-kenas via een tandwiel transmiss ie vanuit de (verstelbare) inlaatnokkenas aan 30 te drijven.However, as soon as the turbo-compressor builds up overpressure, the camshaft adjustment is automatically activated (Fig. 14), as a result of which the (too) early exhaust is quickly reduced again, after which an equilibrium condition with optimum use of the exhaust gas energy is established! Note: Otto turbo engines with two separate camshafts can also achieve this favorable acceleration effect at low revs by b. v. drive the exhaust camshaft via a gear transmission from the (adjustable) inlet camshaft.

De automatische, aan de luchtdruk aangepaste compressieverhouding-regeli ng. (Nokkenasverstelling).The automatic air pressure-adjusted compression ratio control. (Camshaft adjustment).

In Fig.14 is het principe schematisch weergegeven. Daarin stelt 21 de turbomotor voor met bovenliggende nokkenas 18, aangedreven door wiel 17, welke is 35 uitgerust met een, in de naaf 15 aangebrachte en van schroeftanden voorziene regelbus 14. (Zoals omschreven in Hoofdstuk II). Deze kan door detussenhef-boom 20, draaibaar om as 33,axiaal worden verschoven. De bewegingen geschieden volgens een patroon dat is verwerkt in het nokprofiel van een langs detus-senhefboom 20 draaiende schijf 34. De laatste is gemonteerd op de as 35 , 40 waarop ook de hefboom 36 is bevestigd, welke de bewegingen volgt van de veerbe- 8301347 - 10 - laste zuiger 37 inde luchtcylinder38. Zodra nu de door de uitlaatgasturbine aangedreven luchtcompressor, door toenemend toerental, een overdruk opbouwt zal de zuiger van de luchtcylinder 38 tegen de druk van de veer 39 in omhoog bewegen en doormiddel van de hefboom 36 de geprofileerde schijf 34 verdraaien. De 5 veer 39 zal een tegengestelde verdraaiing tot stand brengen wanneer de luchtdruk afneemt! Hierdoor zal de schroefbus 14 de benodigde positie veranderingen ondergaan, waardoor de nokkenas 18 en het door de krukas aangedreven wiel 17 t.o.v. el kaar verdraaien; de sluit- en openingstijden van de kleppen worden t.o.v.de krukas positie gewi jzigd.The principle is shown schematically in Fig. 14. In it, 21 represents the turbocharged engine with overhead camshaft 18, driven by wheel 17, which is equipped with a control sleeve 14 fitted in the hub 15 and provided with screw teeth 14. (As described in Chapter II). It can be moved axially by the intermediate lever 20, which can rotate about axis 33. The movements take place in accordance with a pattern incorporated in the cam profile of a disc 34 rotating along the lever 20. The latter is mounted on the shaft 35, 40 on which the lever 36 is also mounted, which follows the movements of the spring 8301347 - 10 - welded piston 37 in the air cylinder 38. As soon as the air compressor driven by the exhaust gas turbine, by increasing speed, builds up an overpressure, the piston of the air cylinder 38 will move up against the pressure of the spring 39 and turn the profiled disc 34 by means of the lever 36. The spring 39 will produce an opposite rotation when the air pressure decreases! As a result, the screw sleeve 14 will undergo the necessary position changes, whereby the camshaft 18 and the wheel 17 driven by the crankshaft rotate relative to each other; the closing and opening times of the valves are changed with respect to the crankshaft position.

10 De vormgeving van de profiel schijf 34 dient zodanig te zijn uitgevoerd dat de effectieve compressieslaglengte (en daarmee de variabele compressieverhou-ding R) gekoppel d bl i jft aan de 1 uchtdruk p^, en wèl conform de voorwaarde zoal s die is vastgelegd door vergelijking (la).The design of the profile disc 34 must be designed in such a way that the effective compression stroke length (and therefore the variable compression ratio R) remains coupled to the air pressure p ^, and in accordance with the condition such as that which is fixed by equation (1a).

Het systeem kan,desgewenst, worden voorzien van een drukbegrenzing in de vorm 15 van openingen 39 in de cylinder 38, welke door de veerbelaste zuiger 37 kunnen worden ontsloten.The system can, if desired, be provided with a pressure limitation in the form of openings 39 in the cylinder 38, which can be unlocked by the spring-loaded piston 37.

HOOFDSTUK IV.CHAPTER IV.

Verbeterde brandstofeconomie en krachtiger acceleratie.Improved fuel economy and more powerful acceleration.

Bij turbomotoren bestemd voor scheeps-voortstuwing wordt algemeen een·turbocompressor toegepast, waarbij de maximale drukverhoging samenvalt met het hoog-20 ste (schroefas) toerental. Aldus wordt het grootste koppel ontwikkeld bij maximum motorvermogen. (Zie Fig.15, curve 1).Turbo engines intended for marine propulsion generally use a turbocharger, in which the maximum pressure increase coincides with the highest (propeller shaft) speed. Thus, the greatest torque is developed at maximum engine power. (See Fig.15, curve 1).

Voor voertuig-turbomotoren kiest men evenwel een krapper bemeten luchtcompressor (curve 2), waardoor het maximale koppel bij de middel hoge motortoerentall en ter beschikking komt. De acceleratie eigenschappen zijn dan beter. De in dit 25 toerengebied beschikbare luchtdrukverhoging kan echter bij conventionele turbomotoren (vanwege de vaste compressieverhouding) niet volledig worden benut. Om de toelaatbare compressie(eind) drukken niet te overschrijden moet, of lucht worden af gevoerd, of tijdig een deel van de geproduceerde uitlaatgassen om de turbi ne heen worden gel ei d, waardoor de 1 uchtdruk wordt beperkt tot het nog toe-30 laatbare niveau van curve 3.For vehicle turbo engines, however, a tighter-sized air compressor (curve 2) is chosen, which means that the maximum torque is available at the medium engine speed. The acceleration properties are then better. However, the air pressure increase available in this speed range cannot be fully utilized with conventional turbo engines (due to the fixed compression ratio). In order not to exceed the permissible compression (final) pressures, either air must be vented or some of the exhaust gases produced must be circulated in time around the turbine, limiting the 1 air pressure to the permissible level of curve 3.

1. Bij de VC-turbomotoren volgens de vinding en voorzien van twee nokkenassen -waarvan alleen de inlaatkleppen nokkenas verstelbaar is gemaakt - is "bypassing" van uitlaatgas of lucht evenwel overbodig. De zich aan de luchtdruk aanpassende compressieverhouding (R) maakt het de motor immers moge! ijk om iedere door een· 35 (enkelwaaierige) compressor geproduceerde druk (ongeveer tot 3,5 bar abs.) te accepteren! Als gevolg hiervan zal het leverbare koppel ook veel groter kunnen zijn en de acceleratie mogelijkheden in het genoemde toerengebied worden optimaal. Bovendien wordt er nu geen benutbare uitlaatgas energiemeer verspild. De brand- 8301347 - 11 - stof economie wordt er door bevorderdI In Fig.16 is het geharceerde deel een maat voor de toename van het motorkoppel. Het i s gewenst om de veer op de regel -zuiger 37 van het regelsysteem, Fig.14, onder voorspanning aan te brengen, en wel in zul k een mate dat de compressieverhouding pas wordt verkleind, wanneer de 5 luchtdruk p^ een waarde bereikt, waarboven compressie regeling noodzakelijk wordt.1. With the VC turbo engines according to the invention and equipped with two camshafts - of which only the inlet valves camshaft has been made adjustable - "bypassing" of exhaust gas or air is unnecessary. The compression ratio (R) which adapts to the air pressure makes it possible for the engine! Calibrate to accept any pressure (approx. up to 3.5 bar abs.) produced by a · 35 (single-impeller) compressor! As a result, the deliverable torque will also be much greater and the acceleration possibilities in the mentioned rev range will be optimal. Moreover, no usable exhaust gas energy waste is now wasted. It promotes the fuel economy. 11 In Fig. 16, the shaded part is a measure of the increase in engine torque. It is desirable to bias the spring on the control piston 37 of the control system, Fig. 14, to the extent that the compression ratio is not reduced until the air pressure p ^ reaches a value, above which compression regulation becomes necessary.

2. Bij VC-turbomotoren met "gestuurde" enkele nokkenas worden, zoals eerder toegelicht, compressieverhouding (R) en vroege uitlaat (VU) gelijktijdig versteld. Bij stilstand van de motor staat de regelzuiger 37 (Fig.14) in zijn laagste 10 stand; de compressieverhouding is dan maximaal (Rm), terwijl de uitlaatkleppen op optimale vooruitlaat staan ingesteld. Vooreen directer reactie op de luchtdruk mag de terugstelveer 39 nu echter geen voorspanning bezitten!2. VC turbo engines with "steered" single camshaft, as previously explained, adjust compression ratio (R) and early exhaust (VU) simultaneously. When the engine is stopped, the control piston 37 (Fig. 14) is in its lowest position; the compression ratio is then maximum (Rm), while the exhaust valves are set to optimum forward. However, for a more direct response to the air pressure, the return spring 39 should now have no pretension!

Wanneer de motor aanslaat zullen nl. - in eerste instantie -, relatief krachtige (na) expanderende gasdrukstoten naar de turbine worden gevoerd, wel ke de lucht-15 compressor in snel tempo op een effectief, overdrukopbouwend, toerental zullen brengen. Deze overdruk zal echter onmiddel 1 ijk het regelmechanisme activeren, waardoor de (te) vroege VU snel af neemt en de compressi everhoudi ng wordt ver! aagd, De energi e toevoer naar de turbocompressor wordt daardoor weer kl ei ner en het toerental neemt zoveel af totdat de luchtdruk p1 en de VU elkaar in een even-20 wicht hebben gevonden. Bij iedere volgende brandstofvermeerdering zal deze wisselwerking zich herhalen.When the engine starts, namely - initially - relatively powerful (after) expanding gas pressure pulses will be fed to the turbine, which will quickly bring the air-15 compressor to an effective, pressure-building, speed. However, this overpressure will immediately activate the control mechanism, as a result of which the (too) early VU will decrease quickly and the compression retention will be increased! aagd, The energy supply to the turbocharger becomes smaller again and the speed decreases until the air pressure p1 and the VU have found each other in equilibrium. This interaction will repeat itself with every subsequent fuel increase.

Zijn de stappen groot, zoals bij krachtig optrekken (aanzetten), dan zal de luchtdruk p^ reeds bij een zeer laag motortoerental naar een optimale waarde toestijgen, - en de compressieverhouding R zal daarbij tot een minimum zijn ge-25 daald. Aan de hand van de luchtdruk-, koppel- en vermogen curven van Fig.16 (Audi-5 cyl.) is te zien hoeveel het vermogen kan worden opgevoerd en hoe sterk de acceleratie kan worden verbeterd! (Geharceerd.) De oplopende curve 2 van de luchtcompressor karakteristiek wordt a.h.w. naar links, d.w.z. in het lage toeren gebied getrokken (gestreepte curve4) en het is duidelijk dat het leverbare 30 motorkoppel hierdoor zal zijn toegenomeni Curve 5.If the steps are large, such as with strong acceleration (starting), the air pressure p ^ will already rise to an optimum value at a very low engine speed, and the compression ratio R will have decreased to a minimum. The air pressure, torque and power curves of Fig. 16 (Audi-5 cyl.) Show how much power can be increased and how much acceleration can be improved! (Hardened.) The ascending curve 2 of the air compressor characteristic is drawn to the left, i.e. in the low speed range (dashed curve4) and it is clear that this will increase the available motor torque Curve 5.

De acceleratie-eigenschappen van het voertuig in stadsverkeer - en daarbuiten -worden er aanzienlijk door verbeterd!The acceleration properties of the vehicle in urban traffic - and beyond - are significantly improved by it!

Ook bij af nemende voertuigbelastingen vindt voortdurendr wisselwerking tussen Pj en de VU plaats. Daarbij zal de luchtdruk, uiteraard, niet maximaal en de VU 35 niet meer minimaal kunnen zijn. De turbocompressor neemt dan relatief meer ui t-1 aatgasenergi e op dan bij conventionel e turbomotoren het geval is. Di t i s niet bezwaar! ijk omdat de hoge rendementen van moderne turbine-compressoren een zeer grote terugwinning van energie, in de vorm van voorgecomprimeerde verbrandingslucht, waarborgen; een arbeidsprestatiewelke demotorzuigers dus niet meer be-40 hoeven op te brengen. Het aandeel van de turbocompressor in de arbeidsleven'ng wordt bijlagere motorbelasting dus veel groter; de taak van de turbo- 8301347 - 12 - compressor in het totale arbeidsproces is belangrijker geworden! E.e.a. kan van gunstige invloed zijn op het thermisch rendement. Er is een dynamische wisselwerking tussen motor en turbine-compressor ontstaan, wel ke naast (zeer) krachtige acceleratiemogelijkheden, ook tot verbetering van de brandstofeconomie zal 5 leiden; meer i .h.b. in het middelhoge toerengebied.Even with decreasing vehicle loads, there is continuous interaction between Pj and the VU. The air pressure will, of course, not be maximum and the VU 35 can no longer be minimal. The turbo compressor then absorbs relatively more exhaust t-1 exhaust gas energy than is the case with conventional turbo engines. This is no objection! calibration because the high efficiency of modern turbine compressors ensures a very high energy recovery, in the form of pre-compressed combustion air; thus a labor performance which the motor pistons no longer have to yield. The share of the turbocharger in working life is therefore much greater with lower engine load; the task of the turbo- 8301347-12 - compressor in the entire work process has become more important! E.e.a. can have a positive influence on the thermal efficiency. A dynamic interaction has occurred between engine and turbine compressor, which, in addition to (very) powerful acceleration options, will also lead to an improvement in the fuel economy; more i .h.b. in the medium speed range.

Uitvoeringsvormen met, relatief, lage compressie einddrukken (b.v.hetP^Q · type of lager) zijn - zoals eerder vermeld - goed mogelijk door de plaatsing van een of twee krachtige, permanent functionerende gloei draad elementen. Een combinatie met z.g." hot center" zuigers geniet de voorkeur.Embodiments with relatively low compression final pressures (e.g. the P ^ Q type or lower) are - as previously mentioned - quite possible due to the placement of one or two powerful, permanently functioning filament elements. A combination with so-called "hot center" pistons is preferred.

10 Deze moderne versie van "gloei-zuiger" motoren onderscheidt zich van de bekende oude 2T-lage druk gloeikopmotoren (met carter spoel ing) door een veel hogere compressie einddruk en de betere lucht overmaat! Expimenteel zal moeten worden vastgesteld waar de uiterste condities liggen voor combinaties van toerental en druk (Pc)! 15 Overtoerenbeveiliging van de turbo-compressor.10 This modern version of "glow-piston" engines differs from the well-known old 2T low-pressure hot-bulb engines (with crankcase flushing) by a much higher compression end pressure and better air excess! It will have to be determined experimentally where the extreme conditions lie for combinations of speed and pressure (Pc)! 15 Runaway protection of the turbo compressor.

Bij toepassing van een "ruim bemeten" compressor, waarbij de maximale druk-verhoging P2/Pi (curve l,Fig.15) correspondeert met de hoogste motorbelasting (bij max.motortoerental) zullen er geen overtoeren problemen voor de turbocompressor zijn. Daarentegen zal bij een."krap bemeten" turbo-compressor,waar-20 bij n.1. een dalende tak in de lucht!evering karakteristiek optreedt, bij toenemend motorvermogen - en nè passering van punt A - opnieuw een nokkenasver-stelling plaats vinden, welke opnieuw tot vervroeging van de Vroege Uitlaat (VU) zal leiden! Het toerental van de turbo-compressor zou dan te hoog kunnen oplopen! Het schema volgens Fig. 17 toont een overtoerenbeveiligingsysteem, 25 waarbij gebruik gemaakt wordt van een door de motor aangedreven centrifugaal-verstel 1 er 40 wel ke een 1 uchtkraan 41 bedi ent. Door deze 1 uchtkraan wordt nu, na overschrijding van (b.v.) 4000 t/min.(punt A van Fig.15), de compressor lucht (druk) met de 1 uchtcyl inder 42 in verbinding gebracht, waardoor de zuiger 43, verbonden met de hefboom 20,de schroefbus 14 in de uiterst rechtse stand drukt 30 (en aangedrukt houdt!). De daarmee corresponderende nokkenaspositie handhaaft dan een vaste, uiterste (tevens gunstigste) VU-instelling in het gehele, hoge toerengebied!When using a "generously sized" compressor, where the maximum pressure increase P2 / Pi (curve 1, Fig.15) corresponds to the highest engine load (at max engine speed) there will be no overspeed problems for the turbocharger. On the other hand, in the case of a "tightly dimensioned" turbo compressor, 20 at n.1. a descending branch in the air ever characteristic occurs, with increasing engine power - and passing point A - again a camshaft adjustment takes place, which will again lead to early exhaust (VU)! The speed of the turbo compressor could then rise too high! The scheme according to Fig. 17 shows an overspeed protection system, 25 using a motor-driven centrifugal adjuster 1 and 40, which operates an air valve 41. After exceeding (1) 4000 rpm (point A of Fig. 15), the 1 air valve now connects the compressor air (pressure) with the 1 air cylinder 42, whereby the piston 43, connected to press the lever 20, the threaded sleeve 14 into the extreme right position 30 (and keep it pressed!). The corresponding camshaft position then maintains a fixed, extreme (also most favorable) VU setting in the entire high rev range!

Wanneer het motortoerental weer afneemt (tot in het gebied 1 inks van A) zal de regulateur 40 de 1 uchtkraan 41 weer terugdraaien, zodat de verbinding met de 35 luchtcompressor wordt verbroken terwijl de druklucht in de ruimte 42, voor de zuiger 43,met de buitenlucht in verbinding wordt gesteld. De regelhefboom 20 herkrijgt daardoor zijn bewegingsvrijheid.When the engine speed decreases again (up to the area 1 inks of A), the governor 40 will turn the 1 air valve 41 back again, so that the connection with the air compressor is broken while the compressed air in the space 42, in front of the piston 43, with the outdoor air is connected. The control lever 20 thereby regains its freedom of movement.

Een alternatieve nokkenas-verstelmethode.An alternative camshaft adjustment method.

Een andere, wat meer bouwruimte vereisende nokkenasverstelmethode -eveneens 8301347 - 13 - 5 inertie vrij, maar met beperkter moge!ijkheden - brengt Fig. 18. Deze uitvoeringsvorm kan worden toegepast bij ketting-of tandriemaandrijvingen enwel door de spanrol 44 en geleiderol 45 samen in een, om het krukas-center 46 of om het nokkenascenter 47 als (fictief) middelpunt, draaibaar frame of rollensegment 48 onder te brengen dat door de verstel stang 49, kan worden bewogen tot in de uiterste 10 posities volgens de Figuren 18 A of B, en ook in elke daartussen gelegen positie kan worden gebracht. Het is duidel ijk dat hierdoor relatieve verdraaiingen tussen de krukas 46 en de nokkenas 47 (18) tot stand kunnen worden gebracht.Another camshaft adjusting method, also requiring more construction space - also 8301347 - 13 - 5 inertia free, but with more limited calibrations - brings FIG. 18. This embodiment can be used with chain or toothed belt drives, namely by placing the tensioner roller 44 and guide roller 45 together in one, around the crankshaft center 46 or around the camshaft center 47 as (fictitious) center, rotatable frame or roller segment 48 which by the adjustment rod 49, it can be moved to the extreme 10 positions of Figures 18 A or B, and can also be moved to any position located therebetween. It is clear that this allows for relative rotations between the crankshaft 46 and the camshaft 47 (18).

Op de stang 49 werkt een component van de trekkrachten wel ke bij aandrijving van de nokkenas inde tand enriem 50 kunnen optreden.A component of the tensile forces acts on the rod 49, which can occur when the camshaft in the tooth and belt 50 is driven.

15 De beweging van verstel staiig 49 wordt ontl eend aan de meerdere of mi ndere verdraaiing van de geprofileerde kamschijf 51 op de as 52, wel ke as kan worden gedraaid met behulp van de hefboom 53 en die op zijn beurt wordt bewogen door de zuigerstang 54, welke verbonden is met de zuiger 55 in de stuurluchtcylinder 56.The movement of adjustment rod 49 is derived from the multiple or minor rotation of the profiled cam disc 51 on the shaft 52, which shaft can be rotated using the lever 53 and which in turn is moved by the piston rod 54 which is connected to the piston 55 in the control air cylinder 56.

De door de compressor opgebrachte luchtdrukzal de zuiger 55 trachten tever-20 plaatsen en daarmee ook de regel stang 49, tegen de krachtencomponenten van de ketting- c.q. tandenriem 50 in. Met instelbare luchtopeningen 57 kan de nodige dempi ng worden gei ntroduceerd.The air pressure applied by the compressor will try to displace the piston 55, and thus also the control rod 49, against the force components of the chain or toothed belt 50. The necessary damping can be introduced with adjustable air openings 57.

In geval van een hoger wordende luchtdruk, waardoor de verstel stang 49 een grotere kracht gaat uitoefenen, zorgt deze voor een verdere verdraaiing van het 25 rollenframe (segment) 48, waarbij de evenwichtsposities worden bepaald door de resul tanten van de tegengestel d werkende en eveneens toegenomen ri em krachtencomponenten. Als gevolg van de hierdoor ontstane verdere verdraaiing van het rollensegment 48 ontstaat zo een toenemende relatieve hoekverdraaiing tussen krukas en nokkenas en daardoor de gewenste verlating van het tijdstip van sluiten 30 van de inlaatkleppen.In the case of an increasing air pressure, as a result of which the adjusting rod 49 exerts a greater force, this causes a further rotation of the roller frame (segment) 48, the equilibrium positions being determined by the results of the opposing acting and also increased belt force components. As a result of the further rotation of the roller segment 48 resulting from this, an increasing relative angular rotation between the crankshaft and the camshaft is thus created, and thereby the desired exit from the time of closing of the inlet valves.

Om er voor te zorgen dat dit geschiedt in overeenstemming met de eerdergenoemde vergelijking (la) zal de kamschijf 51 een aangepast, d.w.z. corrigerend profiel moeten bezitten, dat zowel grafisch als experimenteel kan worden bepaald.In order for this to take place in accordance with the aforementioned equation (1a), the comb disc 51 will have to have an adapted, i.e. corrective profile, which can be determined graphically as well as experimentally.

Een lichte terugstelveer 58 dient te worden toegevoegd, aangezien de kamschijf 35 51 min of meer zeifremmend is. Die zelfremmendheid kan een extra demper (anders dan de instelbare luchtopeningen 57) overbodig maken.A light return spring 58 should be added, since the cam disc 51 is more or less self-braking. That self-braking capability may make an additional damper (other than the adjustable air vents 57) unnecessary.

83013478301347

Claims (14)

1 Viertakt turbomotor uitgerust met, een door uitlaatgassen gedreven turbine compressor, in het bizonder geschikt als snellopende motor voor voertuigen, waarbij een variabele compressieverhouding mogelijk gemaakt is door variabiliteit van het tijdstip van sluiten van de inlaat- 5 klep(pen), in afhankelijkheid van de door de turbocompressor geleverde luchtdruk, zodanig dat de compressie-einddruk onder alle omstandigheden een gewenste waarde verkrijgt.1 Four-stroke turbocharged engine equipped with an exhaust gas driven turbine compressor, particularly suitable as a high-speed engine for vehicles, with a variable compression ratio enabled by variability of the time of closing of the inlet valve (s), depending on the air pressure supplied by the turbocharger, such that the compression final pressure obtains a desired value under all circumstances. 2 Turbomotor volgens conclusie 1, waarbij het tijdstip van openen van de uitlaatklep(pen) gevarieerd wordt in afhankelijkheid van de door de 10 turbocompressor geleverde luchtdruk, met het doel om deze turbine compressor eerder - d.w.z. reeds bij laag motortoerental - meer (uitlaatgas) energie toe te voeren, waardoor er eerder meer lucht, onder overdruk, aan de motor wordt geleverd.Turbo engine according to claim 1, wherein the time of opening of the exhaust valve (s) is varied depending on the air pressure supplied by the turbocharger, with the aim of making this turbine compressor earlier - ie already at low engine speed - more (exhaust gas) energy. supply, as a result of which more air, under overpressure, is supplied to the engine sooner. 3 Turbomotor volgens conclusie 1 en 2, waarbij bij toename van de lucht- 15 druk de inlaatklep(pen) later sluit(en) en de uitlaatklep(pen) later opent (openen), terwijl bij afname van de luchtdruk de inlaatklep(pen) eerder sl.uit(en) en de uitlaatklep(pen) eerder opent (openen), (Fig.12), waardoor een gebalanceerde wisselwerking van energie tussen turbocompressor en motor wordt gecreëerd.Turbo engine according to claims 1 and 2, wherein as the air pressure increases, the inlet valve (s) close (s) later and the outlet valve (s) open (open) later, while when the air pressure decreases, the inlet valve (s) rather shut (s) and the outlet valve (s) open (open) earlier, (Fig. 12), creating a balanced interaction of energy between turbocharger and engine. 20. Turbomotor volgens voorgaande conclusies, waarbij voor de realisatie van conclusie 3 de bediening van de inlaat- en uitlaatkleppen zowel met gescheiden nokkenassen, als met een enkele gemeenschappelijke nok-kenas kan geschieden en waarbij voor het bereiken van de gunstigste arbeidscyclus de nokkenposities zijn gecorrigeerd.Turbo engine according to the preceding claims, wherein for the realization of claim 3 the inlet and outlet valves can be operated both with separate camshafts and with a single common camshaft and wherein the cam positions are corrected in order to achieve the most favorable working cycle . 25. Turbomotor volgens een of meer der voorafgaande conclusies, waarbij variatie in de tijdstippen van openen en/of sluiten der kleppen verkregen wordt door wijziging van de positie (hoekstand) van de, de kleppen bedienende, nokkenas ten opzichte van de krukas.Turbo engine according to one or more of the preceding claims, wherein variation in the times of opening and / or closing of the valves is obtained by changing the position (angular position) of the valve operating camshaft relative to the crankshaft. 6 Turbomotor volgens conclusie S’* waarbij tussen het nokkenaseinde en 30 het deze omgevende aandrijfwiel een krachten voortbrengende bus is aangebracht, welke ten opzichte van de beide genoemde elementen in asrichting verplaatsbaar is, en ten opzichte van tenminste ëën dezer elementen, door toepassing van een schroefverbinding tussen de bus en het betrokken element, verdraaibaar is. 8301347 v - 15 - .Turbo engine according to claim S '*, in which a force-generating sleeve is arranged between the camshaft end and the surrounding driving wheel, which is movable in the axial direction with respect to the two said elements, and with respect to at least one of these elements, by using a screw connection between the sleeve and the element concerned is rotatable. 8301347 v - 15 -. 7 Turbomotor volgens conclusie 6, waarbij de bus voor de verplaatsing in asrichting bewogen kan worden door een zuiger waarop de compressor-druk werkt, en waarbij tussen de zuiger en de bus een overbrenging aanwezig is, waardoor de bewegingen van de zuiger en de bus zodanig 5 op elkaar afgestemd zijn dat de compressie-einddruk op de gewenste waarde komt.Turbo engine according to claim 6, wherein the sleeve for displacement in the axial direction can be moved by a piston on which the compressor pressure acts, and wherein a transmission is present between the piston and the sleeve, so that the movements of the piston and the sleeve are 5 are coordinated so that the compression final pressure reaches the desired value. 8 Turbomotor volgens conclusie 6 of 7, waarbij de schroefverbinding tussen de bus enerzijds en de nokkenas en/of het aandrijfwiel anderzijds niet zelfremmend is en de bij aandrijving van de nokkenas op de bus 10 werkende axiale kracht door veerkracht geheel of gedeeltelijk wordt gecompenseerd.Turbo engine according to claim 6 or 7, wherein the screw connection between the sleeve on the one hand and the camshaft and / or the drive wheel on the other hand is not self-braking and the axial force acting on the sleeve 10 when the camshaft is driven is fully or partially compensated by spring force. 9 Turbomotor volgens conclusie 6, waarbij de bus een schroefdraadver-binding met een der genoemde elementen en een schuifspieverbinding met het andere element bezit. 15 10 Turbomotor volgens conclusie 6, waarbij de bus een, bij voorkeur rechthoekige, schroefdraadverbinding met beide elementen bezit, doch waarvan de windingen een tegengestelde spoed vertonen.Turbo engine according to claim 6, wherein the sleeve has a threaded connection to one of said elements and a slide key connection to the other element. Turbo engine according to claim 6, wherein the sleeve has a, preferably rectangular, threaded connection to both elements, but of which the windings have an opposite pitch. 11 Turbomotor volgens een of meer der voorgaande conclusies, waarbij de lengten der nokkenbogen van de nokkenas zodanig gekozen zijn dat een 20 voldoende overlapping der openingsperioden van inlaat- en uitlaatkleppen wordt gerealiseerd en dat deze overlapping bij nokkenas(sen) verstel! ing(en) optreedt in de nabijheid van het bovenste dode punt van de zuigerweg.Turbo engine according to one or more of the preceding claims, in which the lengths of the camshafts of the camshaft are chosen such that a sufficient overlap of the opening periods of inlet and outlet valves is achieved and that this overlap is adjusted for camshaft (s)! ing (s) occurs near the top dead center of the piston path. 12 Turbomotor volgens conclusie 5, waarbij de onderlinge hoekpositie 25 tussen nokkenas en krukas kan worden gewijzigd door middel van span-roll en, werkende op de parten van een ruim bemeten tandenriem of aan-drijfketting tussen krukas en nokkenas. (Fig.18).Turbo engine according to claim 5, wherein the mutual angular position between camshaft and crankshaft can be changed by means of tension roll and acting on the parts of a generously sized toothed belt or drive chain between crankshaft and camshaft. (Fig. 18). 13 Turbomotor volgens conclusie 8 waarbij een op de bus werkende, uit vele windingen bestaande, voorgespannen trekveer met vlakke karakteris- 30 tiek, is ondergebracht in een hol uitgevoerde nokkenas. (Fig.9B).Turbo engine according to claim 8, wherein a multi-winding bus-tensioned tension spring with flat characteristic is housed in a hollow camshaft. (Fig.9B). 14 Lichte, relatief hoogtoerige, en krachtig accelererende voertuig Diesel-turbomotor volgens voorgaande conclusies, welke met hoge compres-sieverhouding, door zelfontsteking start en waarbij de ontbranding van het 1ucht/brandstof mengsel bij toenemende motorbelasting, als gevolg 35 van de daarbij lager wordende compressieverhouding, wordt geassisteerd door krachtige gloei(draad)elementen, zonodig in combinatie met 8301347 ' ' ' - 16 - gloei("hot center")zuigers. (Diagrammen, Figuren 3 t/m 6 en 12.)Light, relatively high-speed, and strongly accelerating vehicle. Diesel turbo engine according to the preceding claims, which starts with a high compression ratio, by self-ignition and wherein the ignition of the air / fuel mixture with increasing engine load, as a result of the lowering compression ratio. , is assisted by powerful glow (wire) elements, if necessary in combination with 8301347 '' - 16 - hot center pistons. (Diagrams, Figures 3 to 6 and 12.) 15 Overtoeren beveiliging van de turbocompressor op basis van een door de motor aangedreven centrifugaal regelaar, welke de nokkenas verstelling blokkeert, zodra het hoogste punt van de compressor karakteristiek is 5 bereikt, (wordt gepasseerd) (Fig.17). t 830134715 Overspeed protection of the turbocharger based on an engine driven centrifugal governor, which blocks the camshaft adjustment, as soon as the highest point of the compressor is characteristic 5 (passed) (Fig. 17). t 8301347