DE102004003910B4

DE102004003910B4 - Selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine mit großem Hub-Bohrungsverhältnis

Info

Publication number: DE102004003910B4
Application number: DE102004003910A
Authority: DE
Inventors: Paul Breidenbach
Original assignee: Adam Opel GmbH
Current assignee: GM Global Technology Operations LLC
Priority date: 2004-01-27
Filing date: 2004-01-27
Publication date: 2009-04-30
Anticipated expiration: 2024-01-28
Also published as: DE102004003910A1

Abstract

Zweitakt-Brennkraftmaschine, insbesondere selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Zylinder (1) mit zugehörigem Kurbeltrieb, welcher Kurbeltriebeinen Hubkolben (3), eine Kurbelwelle (19), sowie einen Hebelmechanismus zur Übertragung der Kräfte des Hubkolbens auf die Kurbelwelle umfasst, wobei der Hebelmechanismus des Kurbeltriebs eine Kolbenstange (7), einen an seinem der Kolbenstange abgewandten Ende in einem Schwenkhebellager (11) drehbar gelagerten Schwenkhebel (9) und eine Pleuelstange (14) umfasst, und wobei, bei einem vorgegebenen Hub-Bohrungsverhältnis die Kurbelwelle wenigstens teilweise auf axialer Höhe der Zylinderbohrung (2) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkhebel (9) in seinem Schwenkhebellager (11) mithilfe eines in einer Exzenterführung des Schwenkhebels bewegbaren Exzenters (26) gelagert ist.

Description

Die vorliegende Erfindung liegt auf dem technischen Gebiet der selbstzündenden Brennkraftmaschinen. Sie betrifft insbesondere eine selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine mit großem Hub-Bohrungsverhältnis.
Eine wesentliche Einflussgröße auf den Wirkungsgrad und den davon abhängigen spezifischen Kraftstoffverbrauch einer Hubkolben-Brennkraftmaschine ist das Hub-Bohrungsverhältnis. Hierunter versteht man das Verhältnis zwischen der Hublänge des Hubkolbens in der Zylinderbohrung und dem Durchmesser der Zylinderbohrung. Dem Fachmann ist bekannt, dass ein größeres Hub-Bohrungsverhältnis zu einem besseren Wirkungsgrad führt als ein kleineres Hub-Bohrungsverhältnis, so dass im Hinblick auf die Erzielung eines guten Wirkungsgrads, respektive geringen Kraftstoffverbrauch und geringe Abgasbelastung, ein möglichst großes Hub-Bohrungsverhältnis anzustreben ist. Diesem Unterfangen sind jedoch Schranken gesetzt, da eine Vergrößerung der Hublänge des Hubkolbens auch eine längere Zylinderbohrung verlangt, was die Brennkraftmaschine in ihrer Bauhöhe vergrößert. Zudem muss bei einer größeren Hublänge des Hubkolbens die Kröpfung der Kurbelwelle einer entsprechend größeren Auslenkung der Pleuelstange angepasst werden, wobei die Zapfenüberdeckung, das heißt, die Überdeckung zwischen den Hauptlagerzapfen der Kurbelwelle und deren Pleuelzapfen verringert wird. Eine geringere Zapfenüberdeckung bedeutet jedoch auch, dass die Kurbelwelle in ihrer Form weniger "kompakt" ist und dass die Steifigkeit der Kurbelwelle abnimmt, was sehr nachteilig im Hinblick auf die auf die Kurbelwelle einwirkenden Fliehkräfte und Biegemomente ist, welche dann zu einer unerwünschten Torsion bzw. Durchbiegung der Kurbelwelle führen können.
Bei den Wasserfahrzeuge antreibenden großen Dieselmotoren sind der axialen Abmessung der Zylinder wenig Schranken auferlegt. Hier sind Hub-Bohrungsverhältnisse oberhalb von 2 durchaus üblich; typischer Weise liegen die Hub-Bohrungsverhältnisse der großen Schiffsdieselmotoren im Bereich von 2 bis 3. Derart große Hub-Bohrungsverhältnisse ermöglichen einen sehr hohen Wirkungsgrad, der oberhalb von 50% liegen kann. In Verbindung mit den bei den Schiffsdieselmotoren sehr niedrigen Drehzahlen von ca. 100 U/min, die mit geringen Reibungsverlusten verbunden sind ist damit ein sehr geringer Kraftstoffverbrauch von typischer Weise weniger als 160 g Kraftstoff/kWh zu erzielen.
Bei den landgebundenen Kraftfahrzeugen bedingt die auf ästhetischen, praktischen und technischen Gesichtspunkten, insbesondere die Erzielung eines möglichst geringen Luftwiderstands, basierende Karosserieform die zulässige Bauhöhe der antreibenden Brennkraftmaschine. Bei Dieselmotoren erreicht man ein Hub-Bohrungsverhältnis von größer als 1, welches typischer Weise im Bereich von 1,0 bis 1,2 liegt. Bei Otto-Motoren wird sogar nur ein typisches Hub-Bohrungsverhältnis im Bereich von 0,8 bis 1,0 erzielt. Dieses im Vergleich zu den Schiffsdieselmotoren mit großer Bauhöhe deutlich kleinere Hub-Bohrungsverhältnis ermöglicht einen geringeren Wirkungsgrad der Brennkraftmaschinen, welcher zurzeit bestenfalls ca. 45% erreicht. Bei den im Hinblick auf die Reibungsverluste ungünstigen hohen Drehzahlen der Brennkraftmaschinen der Landfahrzeuge, welche typisch ca. 1500–3000 U/min betragen, ist deshalb mit einem spezifischen Kraftstoffverbrauch in der Größenordnung von wenigstens ca. 200 g Kraftstoff/kWh zu rechnen.
Weiterhin ist die an eine größere Pleuelstangenauslenkung angepasste größere Kröpfung der Kurbelwelle bei der üblichen Dimensionierung von Personenkraftfahrzeugen technisch nicht zu bewältigen.
Zur Verringerung des spezifischen Kraftstoffverbrauchs und der Abgasemissionen von landgebundenen Kraftfahrzeugen, insbesondere Personenkraftfahrzeugen, wäre es jedoch wünschenswert, einen hohen thermischen Wirkungsgrad oberhalb von 50% realisieren zu können, wie er bei den Schiffsdieselmotoren durch ein großes Hub-Bohrungsverhältnis erreicht wird.
Das US-Patent Nr. 4 821 695 beschreibt eine Brennkraftmaschine mit den Merkmalen des Oberbegriffs von Patentanspruch 1.
Demzufolge liegt die Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, eine Brennkraftmaschine zur Verfügung zu stellen, bei welcher, insbesondere auch bei landgebundenen Kraftfahrzeugen, im Vergleich zu herkömmlichen selbstzündenden Brennkraftmaschinen ein den großen Schiffsdieselmotoren vergleichbarer, verbesserter Wirkungsgrad, zugleich geringerer Kraftstoffverbrauch und geringere Abgasbelastung realisiert werden können.
Diese Aufgabe wird durch eine selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine und insbesondere durch eine selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine mit den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind durch die Merkmale der Unteransprüche gegeben.
Eine erfindungsgemäße selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine umfasst in herkömmlicher Weise wenigstens einen Zylinder mit einem zugehörigen Kurbeltrieb, durch welchen die geradlinige, hin- und hergehende Bewegung des Hubkolbens in der Zylinderbohrung des Zylinders in eine drehende Bewegung der Kurbelwelle umgewandelt wird. Als Kurbeltrieb wird der in der Zylinderbohrung geführte Hubkolben, ein geeigneter Hebelmechanismus zur Übertragung der Kräfte von Hubkolben auf die Kurbelwelle und die Kurbelwelle selbst zusammengefasst. Nachdem Vorschlag der Erfindung ist die selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine dadurch ausgezeichnet, dass die Kurbelwelle wenigstens teilweise auf der axialen Höhe der Zylinderbohrung angeordnet ist, wobei zudem ein Hub-Bohrungsverhältnis von wenigstens 2 realisiert ist. Im Unterschied zu den herkömmlichen selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschinen, bei welchen die Kurbelwelle im Zylinderkurbelgehäuse unterhalb, das heißt in der axialen Verlängerung der Zylinder angeordnet ist, kann durch die erfindungsgemäße Anordnung der Kurbelwelle, welche dadurch realisiert werden kann, dass das die Kurbelwelle aufnehmende Kurbelgehäuse seitlich an dem wenigstens einen Zylinder bzw. diesen enthaltenden Zylinderblock angebracht wird, eine Verringerung der Bauhöhe der Brennkraftmaschine erreicht werden. Mit der erfindungsgemäßen Anordnung der Kurbelwelle kann deshalb in vorteilhafter Weise die Zylinderbohrung und, bei ansonsten gleichem Durchmesser der Zylinderbohrung, das Hub-Bohrungsverhältnis vergrößert werden, ohne dass dies zu einer Vergrößerung der gesamten Bauhöhe der Brennkraftmaschine führt. Im Unterschied zu den im Stand der Technik bekannten Brennkraftmaschinen kann somit auch bei landgebundenen Kraftfahrzeugen, insbesondere Personenkraftfahrzeugen, zur Steigerung des Wirkungsgrads und zur Verringerung des spezifischen Kraftstoffverbrauchs ein Hub-Bohrungsverhältnis von wenigstens ca. 1,2, vorzugsweise jedoch ca. 2 realisiert werden. Erfindungsgemäß ist es ferner bevorzugt, wenn das Hub-Bohrungsverhältnis einen Wert im Bereich von 2 bis 3, stärker bevorzugt einen Wert im Bereich von 2 bis 2,5, aufweist.
Bei der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine umfasst der Hebelmechanismus des Kurbeltriebs eine Kolbenstange, einen Schwenkhebel und eine Pleuelstange. Die Kolbenstange ist hierbei mit ihrem einen Ende am Hubkolben in einem Hubkolben-Kolbenstangenlager angelenkt und mit ihrem anderen Ende an einem Ende des Schwenkhebels drehbar gelagert. Der Schwenkhebel ist zu diesem Zweck mit einem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager ausgestattet. Der Schwenkhebel ist an seinem dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager entgegen gesetzten Ende in einem Schwenkhebellager drehbar gelagert. Die Pleuelstange ist mit ihrem kleinen Pleuelauge am Schwenkhebel in einer Position zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager und dem Schwenkhebellager drehbar gelagert. Der Schwenkhebel ist hierzu mit einem Schwenkhebel-Pleuelstangenlager versehen. Mit ihrem großen Pleuelauge ist die Pleuelstange an einem Pleuelzapfen der Kurbelwelle drehbar gelagert. Um eine einwandfreie Funktion der Hebelanordnung zu gewährleisten, sind die Drehachsen von Hubkolben-Kolbenstangenlager, Schwenkhebel-Kolbenstangenlager und Schwenkhebel-Pleuelstangenlager parallel zueinander und parallel zum Pleuelzapfen ausgerichtet.
Die Lagerung des kleinen Pleuelauges der Pleuelstange am Schwenkhebel in einer Position zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager und dem Schwenkhebellager hat den großen Vorteil, dass nicht die volle Hublänge, sondern lediglich ein Teil der Hublänge des Hubkolbens auf die Pleuelstange übertragen wird. Ist das kleine Pleuelauge beispielsweise in der Mitte einer geraden Verbindungslinie zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager und dem Schwenkhebellager gelagert, so beträgt die Hublänge der Pleuelstange lediglich die Hälfte der Hublänge der Kolbenstange. Mit anderen Worten, die gewählte Anordnung der Pleuelstange am Schwenkhebel führt zu einer "Hubuntersetzung" zwischen Kolbenstangenhub und Pleuelstangenhub. Durch diese "Hubuntersetzung" der Schwenkhebelanordnung kann in äußerst vorteilhafter Weise eine Vergrößerung der Hublänge des Hubkolbens ohne Auswirkung auf die Hublänge der Pleuelstange ausgeglichen werden, so dass die Kurbelwelle trotz einer Vergrößerung der Hublänge des Hubkolbens ihre ursprüngliche Kröpfung vor Vergrößerung der Hublänge beibehalten kann. Anders ausgedrückt, kann die Zapfenüberdeckung zwischen Hauptlagerzapfen der Kurbelwelle und Pleuelzapfen bei einer Vergrößerung der Hublänge des Hubkolbens gleich bleiben, so dass die Steifigkeit der Kurbelwelle nicht verringert ist. Für Personenkraftfahrzeuge bedeutet dies, dass Brennkraftmaschinen mit einem Hub-Bohrungsverhältnis von wenigstens 2 in einfacher Weise realisiert werden können.
Der Kurbeltrieb der Brennkraftmaschine ist vorteilhaft so ausgelegt, dass das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager im geometrischen Schwerpunkt des Schwenkhebels, welcher die zentrischen Drehachse des Schwenkhebels definiert, angeordnet ist. Bei einem symmetrisch ausgeführten Schwenkhebel ist das kleine Pleuelauge der Pleuelstange dann in der Mitte der Längsabmessung und Querabmessung des Schwenkhebels angelenkt. Die Hublänge der Pleuelstange beträgt in diesem Fall die Hälfte der Hublänge der Kolbenstange. Zudem ist es bevorzugt, wenn das Schwenkhebel-Kolbenstangenlager, das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager und das Schwenkhebellager im Wesentlichen auf einer Verbindungsgeraden liegen, welche insbesondere durch den geometrischen Schwerpunkt des Schwenkhebels verlaufen kann.
Bei der vorliegenden Erfindung ist der Schwenkhebel in seinem Schwenkhebellager mithilfe eines verstellbaren Exzenters gelagert. Der Exzenter kann hierbei in einer Exzenterführung, welche vorzugsweise in Form einer im Querschnitt hohlkreisförmigen Ausnehmung des Schwenkhebels vorliegt, verstellt werden. Der Exzenter wird vorteilhaft durch eine Verstelleinrichtung, etwa einen Schneckenmotor oder einen Zahnstangen-Ritzel-Mechanismus, verstellt.
Durch eine Verstellung des Exzenters wird das im Schwenkhebellager gelagerte Ende des Schwenkhebels relativ zur Position des Schwenkhebellagers verschoben. Andererseits wird hierdurch erreicht, dass das mit der Kolbenstange verbundene Ende des Schwenkhebels seinen relativen Abstand zum Zylinder verändert, so dass die Eintauchtiefe des Hubkolbens in die Zylinderbohrung verändert, das heißt, verringert oder vergrößert wird. Befindet sich der Hubkolben im oberen Totpunkt, so kann durch eine Verringerung und/oder Vergrößerung des relativen Abstands zwischen dem mit der Hubkolbenstange verbundenen Ende des Schwenkhebels und dem Zylinder eine Verringerung und/oder Vergrößerung der Eintauchtiefe des Hubkolbens beim oberen Totpunkt, das heißt, eine Veränderung der Position des Totpunkt des Hubkolbens, erreicht werden. Wegen der Verbindung des Schwenkhebels mit der Kurbelwelle durch die Pleuelstange gibt die Anlenkstelle des kleinen Pleuelauges bei einer fixierten Kurbelwellenstellung einen Fixpunkt für die Positionsänderung des Schwenkhebels bei Verstellung des Exzenters vor. Mit anderen Worten, der Schwenkhebel kann bei einer fixierten Kurbelwellenstellung lediglich um den durch das kleine Pleuelauge vorgegebenen Fixpunkt gedreht werden. Ist das kleine Pleuelauge im geometrischen Schwerpunkt des Schwenkhebels angelenkt, so wird der Schwenkhebel bei einer Verstellung des Exzenters um seine zentrische Drehachse gedreht.
Die Exzenterführung in Form einer im Querschnitt kreisförmigen Ausnehmung ist vorteilhaft so ausgestaltet, dass die kreisförmige Ausnehmung den in einer Nullstellung befindlichen Exzenter in symmetrischer Weise umgibt. Die Nullstellung des Exzenters ist hierbei durch die Verlängerung einer geraden Verbindungslinie zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager und dem Schwenkhebel-Pleuelstangenlager definiert, wobei das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager vorzugsweise im wesentlichen im geometrischen Schwerpunkt des Schwenkhebels angeordnet ist.
Durch die Verstellung des Exzenters des Schwenkhebellagers kann der Schwenkhebel verdreht und die Eintauchtiefe des Hubkolbens in die Zylinderbohrung bei seinem oberen Totpunkt verändert werden. Durch die veränderte Hublänge des Hubkolbens verändert sich auch die Verdichtung des Kraftstoff-Luft-Gemisches im Zylinder. Ein Maß für die Verdichtung im oberen Totpunkt des Hubkolbens ist das Verdichtungsverhältnis ε, welches als Verhältnis des gesamten Verbrennungsraums (Zylinderhubraum plus Kompressionsraum) zum Kompressionsraum eines Zylinders definiert ist. Hieraus folgt, dass je kleiner das Endvolumen der Verdichtung ist, das heißt, je größer die Eintauchtiefe des Hubkolbens bei seinem oberen Totpunkt ist, desto größer ist das Verdichtungsverhältnis ε. Erfindungsgemäß ist es bevorzugt, wenn durch Verstellen des Exzenters in seiner Exzenterführung ein variables Verdichtungsverhältnis ε im Bereich von 11 bis 18, stärker bevorzugt ein Verdichtungsverhältnis ε im Bereich von 11 bis 13, realisiert werden kann.
Ein variables Verdichtungsverhältnis ist für selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschinen, welche im HCCI(Homogeneous Charge Compression Ignition)-Verfahren betrieben werden, besonders wichtig. Bei dem HCCI-Verfahren wird das Kraftstoff-Luft-Gemisch im Brennraum in homogenisierter Form gezündet, was insbesondere einer Reduzierung der Abgasbelastung dient.
Um jedoch bei dem HCCI-Verfahren eine vorzeitige Zündung des Kraftstoffs zu vermeiden, muss das Verdichtungsverhältnis ε in geeigneter Weise eingestellt werden. So ist das Verdichtungsverhältnis ε bei Volllast typisch auf einen Wert von ca. 16 einzustellen, während unter Teillast typischer Weise ein Wert im Bereich von 11 bis 13 eingestellt werden soll, um eine vorzeitige Zündung des Kraftstoffs zu vermeiden. In erfindungsgemäßen selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschinen kann das Verdichtungsverhältnis ε durch die Exzenter-Verstellung in besonders einfacher Weise verstellt werden. Demzufolge können erfindungsgemäße selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschinene in vorteilhafter Weise im HCCI-Verfahren betrieben werden.
Bei herkömmlichen Direkteinspritzdieselmotoren steht die Einspritzdüse senkrecht mittig im Zylinderkopf und Kraftstoff wird in einem großen Strahlwinkel flach in die Brennraummulde hinein gespritzt, so dass der Kraftstoff einen möglichst weiten freien Weg zurücklegen kann, bevor der Kolbenboden erreicht wird. Beim HCCI-Verfahren muss die Einspritzung wesentlich früher als im herkömmlichen Einspritzverfahren erfolgen, damit genügend Zeit für die Homogenisierung des Kraftstoffs verbleibt, zu welchem Zweck die herkömmlichen, senkrecht mittig im Zylinderkopf stehenden Zylinderkopf-Einspritzdüsen mit großem Kraftstoffeinspritzwinkel allerdings nur schlecht geeignet sind, da der Kraftstoff die Zylinderwandungen erreichen könnte. Zudem ist die Ladungsbewegung in der Nähe der Zylinderkopf-Einspritzdüse vergleichsweise gering. In erfindungsgemäßen selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschinen, welche im HCCI-Verfahren betrieben werden können, ist es deshalb bevorzugt, wenn im Einlassspülschlitz des Zylinders eine weitere Einlassspülschlitz-Einspritzdüse angeordnet ist. Die Einlassspülschlitz-Einspritzdüse soll dabei einen kleineren Strahlwinkel haben als die Zylinderkopfeinspritzdüse. Hierdurch kann in vorteilhafter Weise erreicht werden, dass die Gemischaufbereitungszeit länger ist. Zudem werden die Zylinderwände kaum benetzt.
Erfindungsgemäß ist es deshalb möglich und beabsichtigt, dass, je nach gewählter Betriebsart, das heißt, Anwendung des HCCI-Verfahrens oder Anwendung eines herkömmlichen Einspritzverfahrens, entweder nur mit der Zylinderkopfeinspritzdüse oder nur mit der Einlassspülschlitz-Einspritzdüse, oder mit beiden Einspritzdüsen zusammen, die Brennkraftmaschine betrieben wird.
Es ist üblich, in Brennkraftmaschinen Ein- und Auslassventile, sowie weitere Elemente, wie Zündverteiler, Ölpumpe und Kraftstoffpumpe, mithilfe von Nocken zu steuern. So werden insbesondere die Ein- und Auslassventile über eine Hebelanordnung, bestehend aus einem mit dem Nocken zusammenwirkenden Stößel, einer Stoßstange und einem Kipphebel, betätigt. Das Ventilspiel wird hierbei meist auf der Nockenseite hydraulisch ausgeglichen. Da in herkömmlichen Brennkraftmaschinen die räumliche Entfernung zwischen der Kurbelwelle und den nockenbetätigten Elementen im allgemeinen sehr groß ist, und dadurch eine mechanische Beeinträchtigung der Hebelanordnung zu befürchten ist, ist eine die Nocken tragende Nockenwelle eingebaut, welche in räumlicher Nähe zu den nockenbetätigten Elementen angeordnet ist. Demgegenüber bietet die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine aufgrund der räumlich nahen Anordnung der Kurbelwelle zum Zylinderkopf in vorteilhafter Weise die Möglichkeit, dass Nocken zur Steuerung nockenbetätigter Elemente auf der Kurbelwelle ausgebildet sind. Im Unterschied zu Viertakt-Motoren, bei welchen die vier Takte eines Arbeitsspiels zwei Kurbelwellenumdrehungen benötigen, und deshalb die Drehzahl der Nockenwelle gegenüber der Drehzahl der Kurbelwelle halbiert ist, kann bei den erfindungsgemäßen selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschinen ein vollständiges Arbeitsspiel mit einer einzigen Umdrehung der Kurbelwelle realisiert werden. Eine Verringerung der Drehzahl der Kurbelwelle zur Steuerung der nockenbetätigten Elemente ist demzufolge nicht notwendig. In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ist deshalb eine selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine vorgesehen, bei welcher wenigstens eine Kurbelwange der Kurbelwelle mit wenigstens einem Nocken zur Betätigung eines nockengesteuerten Elements ausgestattet ist, so dass im Unterschied zu herkömmlichen selbstzündenden Brennkraftmaschinen auf eine Nockenwelle verzichtet werden kann, wodurch Material und Kosten eingespart werden und der Aufbau der Brennkraftmaschine vereinfacht wird. Erfindungsgemäß ist es dabei bevorzugt, wenn ein auf einer Kurbelwange ausgebildeter Nocken über einen Auslassventil-Hebelmechanismus ein Auslassventil steuert. Der Auslassventil-Hebelmechanismus kann dabei in herkömmlicher Weise aus einem auf einem Auslassventil-Schwenkhebel angeordenten Rollenstößel, einer mit dem Auslassventil-Schwenkhebel zusammenwirkenden Stoßstange und einem von der Stoßstangen kippbaren Kipphebel aufgebaut sein. Gleichermaßen ist es bevorzugt, wenn ein auf einer Kurbelwange ausgebildeter Nocken eine Kraftstoffpumpe betätigt, was in herkömmlicher Weise erfolgen kann, indem der Nocken einen am Pumpenkolben befestigten Rollenstößel anhebt.
Die erfindungsgemäße Anordnung der Kurbelwelle auf axialer Höhe der Zylinderbohrung hat gegenüber einer herkömmlichen Anordnung der Kurbelwelle in der axialen Verlängerung der Zylinderbohrung Zylinder darüber hinaus wesentliche Vorteile bei der Montage der Brennkraftmaschine. Da bei einer herkömmlichen Brennkraftmaschine der Zugang zu den Zylindern von unten her versperrt ist, ist eine Zweiteilung in einen Zylinderkopf und ein Zylinderkurbelgehäuse notwendig. Auf diese Weise können in das offene Zylinderkurbelgehäuse von oben her Montageelemente, beispielsweise Hubkolben und Pleuelstangen, montiert werden. Nach Montage der Montageelemente wird anschließend der Zylinderkopf mit zwischengelegter Zylinderkopfdichtung mit dem Zylinderblock verschraubt. Nachteilig hierbei ist vor allem die Verschleißanfälligkeit der Zylinderkopfdichtung, welche insbesondere den hohen Temperaturen und Drücken im Brennraum standhalten muss. Eine undichte Zylinderkopfdichtung kann zu einem Kühlmittel- und Ölverlust führen, was irreparable Schäden am Motor bewirken kann. Da bei der erfindungsgemäßen Anordnung der Kurbelwelle der Zugang zu den Zylindern von unten her nicht versperrt ist, bietet die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine die vorteilhafte Möglichkeit Zylinderblock und Zylinderkopf einstückig in Form eines "Monoblocks" auszuführen, so dass auf die vor allem im Hinblick auf Dichtigkeitsprobleme nachteilige Zweiteilung des Motors in Zylinderkopf und Zylinderblock verzichtet werden kann.
Da bei Personenkraftfahrzeugen eine bei Schiffsdieselmotoren sehr niedrige Drehzahl von ca. 100 Umdrehungen/min technisch nicht realisierbar ist, ist es vorteilhaft, wenn der Antrieb ein automatisiertes Schaltgetriebe umfasst, wobei die Anzahl der Gangstufen, abhängig von einer konkreten Auslegung der Brennkraftmaschine, so hoch sein soll, dass ohne nennenswerten Wirkungsgradverlust und ohne Einbußen an Komfort die Betriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine möglichst niedrig gehalten wird.
Die Erfindung betrifft ferner ein Kraftfahrzeug, insbesondere Personenkraftfahrzeug, welches mit einer Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche ausgerüstet ist.
Die Erfindung wird anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels näher erläutert, wobei Bezug auf die beigefügte Zeichnung genommen wird. Es zeigt
1 einen schematischen Querschnitt durch die Anordnung Zylinder-Kurbeltrieb einer erfindungsgemäßen selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschine.
In 1 ist die Anordnung Zylinder-Kurbeltrieb einer selbstzündenden Zweitakt-Brennkraftmaschine gemäß vorliegender Erfindung gezeigt. Diese umfasst einen Zylinder 1 mit einem in einer Zylinderbohrung 2 des Zylinders 1 geführten Hubkolben 3. Im Kolbenboden 4 des Hubkolbens 3 ist eine Verbrennungsmulde 5 ausgebildet, welche einer besseren Verwirbelung der Verbrennungsgase dient. Kolbenboden 4 und Zylinderbohrung 2 begrenzen gemeinsam den Verbrennungsraum 6. An den Hubkolben 3 ist eine Kolbenstange 7 mit ihrem einen Ende in einem Hubkolben-Kolbenstangenlager 8 angelenkt. Die Kolbenstange 4 ist ferner an ihrem anderen Ende an einem Schwenkhebel 9 angelenkt. Der Schwenkhebel 9 ist zu diesem Zweck mit einem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager 10 ausgerüstet. Der Schwenkhebel 9 ist mit seinem anderen Ende, welches von dem mit der Kolbenstange 7 verbundenen Ende abgewandt ist, in einem Schwenkhebellager 11 drehbar gelagert.
Im geometrischen Schwerpunkt 12 des Schwenkhebels 9, durch welchen dessen zentrische Drehachse verläuft, ist das kleine Pleuelauge 13 einer Pleuelstange 14 in einem bolzenförmigen Schwenkhebel-Pleuelstangenlager 15 drehbar gelagert. Das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager 15 ist im geometrischen Schwerpunkt 12 des Schwenkhebels 9 und in der Mitte einer Verbindungsgeraden 16 zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager 10 und dem Schwenkhebellager 11 angeordnet, so dass an der Pleuelstange 14 eine "Hubuntersetzung" um den Faktor der Hublänge der Kolbenstange 7 realisiert ist. Die Pleuelstange 14 ist zudem mit ihrem großen Pleuelauge 17 um einen Pleuelzapfen 18 einer Kurbelwelle 19 drehbar gelagert. Das große Pleuelauge 17 wird durch den Pleuelfuß 20 und den darauf durch ein Gewindebefestigungsmittel befestigten Pleuellagerdeckel 21 geformt.
Die Kurbelwelle 19 ist mit ihren Hauptlagerzapfen 22 in einem Kurbelwellengleitlager 24 des Kurbelwellengehäuses 23 drehbar gelagert. Das Kurbelwellengehäuse 23 ist seitlich am Zylinder 1 auf axialer Höhe der Zylinderbohrung 2 angeflanscht. Der Pleuelzapfen 18 der Kurbelwelle 19 ist mit einer Kröpfung gegenüber dem Hauptlagerzapfen 22 der Kurbelwelle 19 in radialer Richtung versetzt. Der Hauptlagerzapfen 22 weist einen Durchmesser von ca. 85 mm auf, während der Pleuelzapfen 18 einen Durchmesser von ca. 65 mm aufweist. Im gezeigten Ausführungsbeispiel beträgt die Zapfenüberdeckung 25 ca. 20 mm.
Um eine einwandfreie Funktion der Hebelanordnung des Kurbeltriebs sicherzustellen sind die Drehachsen von Hubkolben-Kolbenstangenlager 8, Schwenkhebel-Kolbenstangenlager 10, Schwenkhebellager 11, Schwenkhebel-Pleuelstangenlager 15 zueinander parallel gerichtet und zudem parallel zum Pleuelzapfen 18 und Hauptlagerzapfen 22 der Kurbelwelle 19 gerichtet.
Das Schwenkhebellager 11 ist mit einem Exzenter 26 versehen, durch welchen das lagerseitige Ende des Schwenkhebels 9 relativ zum Schwenkhebellager 11 verstellt werden kann. Der Exzenter 26 ist hierzu in einer im Querschnitt kreisförmigen Ausnehmung 27 des Schwenkhebels 9 verstellbar. Die Verstellung des Exzenters 26 erfolgt mit einer geeigneten Verstelleinrichtung (nicht gezeigt). Im gezeigten Ausführungsbeispiel befindet sich der Exzenter 26 an einem der Kurbelwelle 19 zugewandten, oberen Abschnitt 28 des Innenumfangs der kreisförmigen Ausnehmung 27. Bei fixierter Kurbelwelle 19 wird der Schwenkhebel 9 bei einer Verstellung des Exzenters 26 um die Anlenkstelle 15 des kleinen Pleuelauges 13 der Pleuelstange 14 gedreht. Eine derartige Verdrehung des Schwenkhebels 9 bewirkt, dass die Eintauchtiefe des Hubkolben 3 in die Zylinderbohrung 2 des Zylinders 1, das heißt, die Position des oberen Totpunkts des Hubkolbens 3 verändert wird. In der in 1 gezeigten Position des Exzenters 26 ist die Eintauchtiefe des Hubkolbens 3 in die Zylinderbohrung 2 minimal. Wird der Exzenter 26 zur Anlage gegen den, der Kurbelwelle 19 abgewandten, unteren Abschnitt 29 des Innenumfangs der kreisförmigen Ausnehmung 27 gebracht, so wird der Schwenkhebel 9 im gezeigten Ausführungsbeispiel in maximaler Weise im Gegenuhrzeigersinn verdreht, so dass die Eintauchtiefe des Hubkolbens 3 in die Zylinderbohrung 2 maximal vergrößert wird. Das kleine Pleuelauge 13 der Pleuelstange 14 bleibt bei dieser Verdrehung des Schwenkhebels 9 mittels Verstellung des Exzenters 26 raumfest, so dass die Änderung der Eintauchtiefe des Hubkolbens 3 keine Auswirkung auf die Kröpfung der Kurbelwelle 19 hat.
Am Außenumfang einer Kurbelwange 30 der Kurbelwelle 19 ist ferner ein Nocken 31 (in 1 in schematischer Weise vergrößert dargestellt) zur Steuerung eines Auslassventils ausgebildet. Der Nocken 31 hebt hierzu mithilfe eines Rollenstößel 32 einen Auslassventil-Schwenkhebel 33 an, welcher an seinem einen Ende mit einem Auslassventil-Schwenkhebellager 34 an der Wand des Zylinders 1 angelenkt ist. An seinem anderen Ende ist der Auslassventil-Schwenkhebel 33 mit einem Ende einer Auslassventil-Stoßstange 35 verbunden. Das andere Ende der Auslassventil-Stoßstange 35 wirkt mit einem Hebelarm 36 eines Kipphebels 37 zusammen. Der Kipphebel 37 ist mithilfe eines Kipphebel-Drehlagers 39 am Zylinderkopf 38 angelenkt. Der andere Hebelarm 40 des Kipphebels 37 drückt mit seiner Ventildruckfläche 41 auf den Ventilschaft 42 des Auslassventils, wodurch der mit dem Ventilschaft 42 verbundene Ventilteller 43 von seinem Ventildichtsitz 44 abgehoben und der Auslasskanal 47 frei gegeben wird. Bei Betätigung des Auslassventils durch den Kipphebel 37 geht das Auslassventil in seine Öffnungsstellung über. Bei nachlassendem Druck des Kipphebels 37 wird das Auslassventil durch eine zwischen einem Ventilfederteller 45 und dem Zylinderkopf 38 eingespannte Ventilfeder 46 in seine Schließstellung gedrückt. Das Ventilspiel des Auslassventils wird nockenseitig am Auslassventil-Schwenkhebel 33 hydraulisch ausgeglichen.
Am Auslassventil ist eine Zylinderkopf-Einspritzdüse 48 zum Einspritzen von Kraftstoff 49 in den Verbrennungsraum 6 des Zylinders 1 in senkrechter Stellung mittig des Zylinderkopfs 38 angeordnet. Wie in 1 angedeutet ist, wird der Kraftstoff 49 der Zylinderkopf-Einspritzdüse 48 in einem relativ großen Strahlwinkel in den Brennraum 6 eingespritzt. Ein Einlassspülschlitz 50 dient dem Ladungswechsel in der Brennkammer 6. Zusätzlich zur Zylinderkopf-Einspritzdüse 48 ist im Einlassspülschlitz 50 eine Einlassspülschlitz-Einspritzdüse 51 zum Einspritzen von Kraftstoff 52 in die Brennkammer 6 angeordnet. Wie in 1 angedeutet ist, wird der Kraftstoff 52 der Einlassspülschlitz-Einspritzdüse 51 in einem relativ kleinen Strahlwinkel in den Brennraum 6 eingespritzt. Die Einlassspülschlitz-Einspritzdüse 51 eignet sich insbesondere zum Betreiben der Brennkraftmaschine im HCCI-Verfahren, da die Gemischaufbereitungszeit kleiner ist als bei der Zylinderkopf-Einspritzdüse 48 und die Wandung der Zylinderbohrung 2 kaum benetzt wird.

1: Zylinder
2: Zylinderbohrung
3: Hubkolben
4: Kolbenboden
5: Verbrennungsmulde
6: Verbrennungsraum
7: Kolbenstange
8: Hubkolben-Kolbenstangenlager
9: Schwenkhebel
10: Schwenkhebel-Kolbenstangenlager
11: Schwenkhebellager
12: geometrischer Schwerpunkt
13: kleines Pleuelauge
14: Pleuelstange
15: Schwenkhebel-Pleuelstangenlager
16: Verbindungsgerade
17: großes Pleuelauge
18: Pleuelzapfen
19: Kurbelwelle
20: Pleuelfuß
21: Pleuellagerdeckel
22: Hauptlagerzapfen
23: Kurbelwellengehäuse
24: Kurbelwellengleitlager
25: Zapfenüberdeckung
26: Exzenter
27: kreisförmige Ausnehmung
28: oberer Abschnitt der kreisförmigen Ausnehmung
29: unterer Abschnitt der kreisförmigen Ausnehmung
30: Kurbelwange
31: Nocken
32: Rollenstößel
33: Auslassventil-Schwenkhebel
34: Auslassventil-Schwenkhebellager
35: Auslassventil-Stoßstange
36: Hebelarm
37: Kipphebel
38: Zylinderkopf
39: Kipphebelllager
40: Hebelarm
41: Ventildruckfläche
42: Ventilschaft
43: Ventilteller
44: Ventildichtsitz
45: Ventilfederteller
46: Ventilfeder
47: Auslasskanal
48: Zylinderkopf-Einspritzdüse
49: Kraftstoff
50: Einlassspülschlitz
50: Einlassspülschlitz-Einspritzdüse
52: Kraftstoff

Claims

Zweitakt-Brennkraftmaschine, insbesondere selbstzündende Zweitakt-Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Zylinder (1) mit zugehörigem Kurbeltrieb, welcher Kurbeltriebeinen Hubkolben (3), eine Kurbelwelle (19), sowie einen Hebelmechanismus zur Übertragung der Kräfte des Hubkolbens auf die Kurbelwelle umfasst, wobei der Hebelmechanismus des Kurbeltriebs eine Kolbenstange (7), einen an seinem der Kolbenstange abgewandten Ende in einem Schwenkhebellager (11) drehbar gelagerten Schwenkhebel (9) und eine Pleuelstange (14) umfasst, und wobei, bei einem vorgegebenen Hub-Bohrungsverhältnis die Kurbelwelle wenigstens teilweise auf axialer Höhe der Zylinderbohrung (2) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkhebel (9) in seinem Schwenkhebellager (11) mithilfe eines in einer Exzenterführung des Schwenkhebels bewegbaren Exzenters (26) gelagert ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hub-Bohrungsverhältnis einen Wert im Bereich von wenigstens 2 aufweist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hub-Bohrungsverhältnis einen Wert im Bereich von 2 bis 3 oder 2 bis 2,5 aufweist.
Brennkraftmaschine nach einem der vorher gehenden Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbenstange mit ihrem einen Ende am Hubkolben (3) in einem Hubkolben-Kolbenstangenlager (8) drehbar gelagert ist und mit ihrem anderen Ende an einem Ende des Schwenkhebels (9) in einem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager (10) drehbar gelagert ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Pleuelstange (14) mit ihrem kleinen Pleuelauge (13) am Schwenkhebel (9) zwischen dem Hubkolben-Kolbenstangenlager (8) und dem Schwenkhebellager (11) in einem Schwenkhebel-Pleuelstangenlager (15) drehbar gelagert ist und mit ihrem großen Pleuelauge (17) an einem Pleuelzapfen (18) der Kurbelwelle (19) drehbar gelagert ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager (15) im Wesentlichen im geometrischen Schwerpunkt (12) des Schwenkhebels (9) angeordnet ist.
Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 5 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwenkhebel-Kolbenstangenlager (10), das Schwenkhebel-Pleuelstangenlager (15) und das Schwenkhebellager (11) im Wesentlichen auf einer Verbindungsgeraden (16) liegen.
Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Exzenterführung in Form einer im Querschnitt kreisförmigen Ausnehmung (27) des Schwenkhebels ausgebildet ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die im Querschnitt kreisförmige Ausnehmung (27) des Schwenkhebels (9) eine sich aus der Verlängerung einer Verbindungsgeraden (16) zwischen dem Schwenkhebel-Kolbenstangenlager (10) und dem Schwenkhebel-Pleuelstangenlager (15) ergebende Nullstellung des Exzenters (26) in symmetrischer Weise umgibt.
Brennkraftmaschine nach einem der vorher gehenden Ansprüche 1 bis 9, gekennzeichnet durch eine Verstelleinrichtung zur Verstellung des Exzenters innerhalb der Exzenterführung.
Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, welche geeignet ist, ein Verdichtungsverhältnis ε im Bereich von 11 bis 18 zu realisieren.
Brennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, welche geeignet ist, ein Verdichtungsverhältnis ε im Bereich von 11 bis 13 zu realisieren.
Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine Kurbelwange (30) der Kurbelwelle (19) mit wenigstens einem Nocken (31) zur Betätigung eines nockengesteuerten Elements ausgestattet ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass das nockengesteuerte Element ein Auslassventil (42–46) ist.
Brennkraftmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass das nockengesteuerte Element eine Kraftstoffeinspritzvorrichtung ist.
Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei welcher Zylinderblock und Zylinderkopf einstückig ausgeführt sind.
Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, welche geeignet ist, im HCCI(Homogeneous Charge Compression Ignition)-Verfahren betrieben zu werden.
Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch wenigstens eine zusätzliche Einspritzdüse (51) in einem Einlassspülschlitz (50).
Kraftfahrzeug, insbesondere Personenkraftfahrzeug, welches mit einer antreibenden Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche ausgerüstet ist.