WO1999005404A1 - Hubkolbenbrennkraftmaschine - Google Patents

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WO1999005404A1 PCT/EP1998/004428 EP9804428W WO9905404A1 WO 1999005404 A1 WO1999005404 A1 WO 1999005404A1 EP 9804428 W EP9804428 W EP 9804428W WO 9905404 A1 WO9905404 A1 WO 9905404A1
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to a reciprocating internal combustion engine according to the preamble of the main claim.
  • Such a reciprocating piston internal combustion engine is known for example from EP 0 155 261 A2.
  • the cylinder head of such an internal combustion engine has a relatively complicated structure; however, through the diametrically opposite inlet openings of the inlet valves and outlet openings of the outlet valves, an extraordinarily high filling can be achieved even at high speeds, whereby the internal combustion engine can be designed to be extremely powerful.
  • By adapting the control times, in particular of the intake valves a high filling and thus a correspondingly high torque can be achieved even at low speeds.
  • the invention has for its object to provide a high-performance reciprocating internal combustion engine that fully exploits the potential of a cylinder head with two diametrically opposed intake ports and exhaust ports.
  • Claims 2 and 3 are directed to advantageous arrangements of a plurality of spark plugs with which the charge combustion can be accelerated, which further increases the efficiency of the internal combustion engine and improves the exhaust gas quality at least with regard to unburned hydrocarbons.
  • Claims 5 and 6 are directed to thermodynamically advantageous features of the internal combustion engine.
  • Claim 7 characterizes a transmission which can advantageously be used in connection with the internal combustion engine according to the invention.
  • the internal combustion engine according to the invention can be used to advantage not only in racing. With the appropriate design, it also offers great advantages in conventional passenger cars, because a high level of comfort is also achieved with 4-cylinder engines due to the mass balance, the friction losses are reduced due to the lack of lateral piston forces, and because of the double crank drive, the charge combustion is effectively converted into torque . This means that high-capacity, multi-cylinder engines can be replaced by more economical engines with fewer cylinders and fewer cylinders.
  • FIG. 1 schematically shows a cross section through an internal combustion engine with a double crank drive
  • a reciprocating piston internal combustion engine has a cylinder 2 in which a piston 4 operates.
  • throttle valve 16 in the inlet channel, and an injection valve 18 downstream of the throttle valve 16.
  • spark plugs 20 in the center of the cylinder head 8 and diametrically opposite on its circumference.
  • a control device 22 is provided, the inputs 24 of which signals from different sensors for detecting the operating parameters of the internal combustion engine are fed in a manner known per se, from which the control signals for controlling injection and ignition are calculated.
  • crankshafts 30 and 32 which mesh with one another via a toothing 34 so that they rotate in opposite directions.
  • Each of the crankshafts 30 and 32 is connected via a connecting rod 36 and 38 to the piston 4, which has on its underside 2 in the direction of the distance between the crankshafts 30 and 32 spaced bearings 40 and 42 for supporting the connecting rods 36 and 38.
  • FIG. 2 shows a partially sectioned top view of the cylinder head 8.
  • FIG. 2 shows a partially sectioned top view of the cylinder head 8.
  • the cylinder head 8 has two opposing intake valves 10 and 11 and two opposed exhaust valves 14 and 15.
  • the diameter of the inlet valves 10 and 11 is advantageously larger than that of the outlet valves 14 and 15.
  • the schematically indicated inlet channels 6 and 7 are advantageously designed such that the fresh mixture flowing into the combustion chamber of the cylinder forms a vortex revolving around the axis of the combustion chamber .
  • two camshafts 44 and 46 are provided, with which conical cams 48, 50, 52 and 54 are connected in a rotationally fixed manner and actuate the valves via cup tappets 56, 58, 60 and 62.
  • the ordinate represents the piston stroke H and the abscissa the angle of rotation of the crankshaft or crankshafts, based on the bottom dead center UT of the piston: ie there is a 360 ° crankshaft rotation between the two UT positions.
  • the dashed curve shows the behavior of a conventional crank drive, in which the crankshaft is arranged centrally under the piston.
  • the top dead center TDC of the piston is exactly between the two bottom positions in the conventional crank mechanism, i.e. at 180 ° crank angle.
  • a plurality of cylinders can be arranged in series one behind the other, it being possible for the teeth of the crankshafts to be provided by gearwheels on the end face or by central gearwheels. Furthermore, it goes without saying that only one of the crankshafts must be connected to the further drive train of the vehicle, so that the bearing dimensions of the crankshafts can be different.
  • the two separate bearings 40 and 42 on the piston 4 can also be coaxial. be arranged in the middle above the crankshafts.
  • Fig. 4 shows a gearbox flanged to the internal combustion engine.
  • a picture is shown housing 50 of the crank mechanism of the internal combustion engine with the crankshafts 30 and 32 which mesh with one another via gear wheels 52 and 54.
  • a gear 56 is flanged to the crankcase 50, which has two input shafts 58 and 60 and an output shaft 62 which is connected via a clutch 64 to the further drive train of the vehicle, for example a propeller shaft 66.
  • the input shaft 58 is driven by the crankshaft 32; the input shaft 60 is driven in rotation by the counter-rotating crankshaft 30.
  • the sliding wheels of the transmission (not numbered) are connected in a rotationally fixed manner to the output shaft 62, but are longitudinally displaceable with respect to the output shaft.
  • a gear (not numbered), which represents the reverse gear.
  • the construction of the schematically illustrated transmission is very simple, since it uses the counter-rotation of the crankshafts of the internal combustion engine directly for driving forwards and backwards.

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Abstract

Eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder (2), in dessen Kopf (8) zwei, mittels je eines Einlassventils (10) steuerbare Einlasskanäle (6) münden und von dessen Kopf (8) zwei mittels je eines Auslassventils (14) steuerbare Auslasskanäle (12) ausgehen, wobei die Mündungen der Einlasskanäle und der Auslasskanäle sich jeweils diametral gegenüberliegend angeordnet sind und einem in dem Zylinder (2) arbeitenden Kolben (4), weist zwei über eine Verzahnung (34) miteinander in Eingriff befindliche, sich gegensinnig drehende Kurbelwellen (30, 32) vorgesehen sind, die über je ein Pleuel (36, 38) mit dem Kolben (4) verbunden sind.

Description

Hubkolbenbrennkraftmaschine
Die Erfindung betrifft eine Hubkolbenbrennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Hauptanspruchs.
Eine solche Hubkolbenbrennkraftmaschine ist beispielsweise aus der EP 0 155 261 A2 bekannt. Der Zylinderkopf einer solchen Brennkraftmaschine ist zwar verhältnismäßig kompliziert aufgebaut; durch die sich diametral gegenüberliegenden Einlaßöffnungen der Einlaßventile und Auslaßöffnungen der Auslaßventile kann jedoch eine außerordentlich hohe Füllung auch bei hohen Drehzahlen erreicht werden, wodurch die Brennkraftmaschine außerordentlich leistungsstark ausgelegt werden kann. Durch Anpassung der Steuerzeiten insbesondere der Einlaßventile läßt sich auch bei niederen Drehzahlen eine hohe Füllung und damit ein entsprechend hohes Drehmoment erreichen.
Bei Verwendung eines solchen Zylinderkopfes insbesondere für einen hubraumstarken Rennmotor mit großem Einzelzylindervolumen, beispielsweise 300 bis 500 cm3, gerät der Kurbeltrieb an seine Grenzen. Wegen der großen, im Kurbeltrieb auftretenden Kräfte müssen entsprechend dimensionierte Lager und Pleuel verwendet werden, was bei vertretbarem Bauaufwand der Drehzahlfestigkeit Grenzen setzt. Das Leistungspotential eines gattungsgemäßen Zylinderkopfes kann somit mit herkömmlichen Kurbeltrieben nicht genutzt werden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Hochleistungs-Hubkolbenbrennkraftma- schine zu schaffen, die das Potential eines Zylinderkopfes mit je zwei sich diametral gegenüberliegenden Einlaßkanälen und Auslaßkanälen voll ausschöpft.
Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen des Hauptanspruchs gelöst. Der erfindungsgemäß eingesetzte Doppelkurbelwellentrieb verbessert nicht nur die Umsetzung der hohen Füllung in Abtriebsleistung; er ermöglicht wegen der kleinen Massen und des ihm eigenen Massenausgleichs auch hohe Drehzahlen ohne mechanische Gefährdung. Desweiteren ist der Kolben frei von Seitenkräften, was die Reibleistung vermindert.
Die Ansprüche 2 und 3 sind auf vorteilhafte Anordnungen mehrerer Zündkerzen gerichtet, mit denen sich die Ladungsverbrennung beschleunigen läßt, was den Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine weiter erhöht und die Abgasqualität zumindest bezüglich unverbrannter Kohlenwasserstoffe verbessert.
Mit den Merkmalen des Anspruchs 4 ist die Verwendung verhältnismäßig kurzer Pleuel möglich.
Die Ansprüche 5 und 6 sind auf thermodynamisch vorteilhafte Merkmale der Brennkraftmaschine gerichtet.
Der Anspruch 7 kennzeichnet ein in Verbindung mit der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine vorteilhaft einsetzbares Getriebe.
Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine kann nicht nur im Renneinsatz mit Vorteil ver- wendet werden. Bei entsprechender Auslegung bietet sie auch in konventionellen PKWs große Vorteile, da wegen des Massenausgleichs auch bei 4-Zylinder-Motoren ein hoher Komfort erzielt wird, wegen der fehlenden Kolbenseitenkräfte die Reibleistungen vermindert sind, und wegen des Doppelkurbeltriebs eine effektive Umsetzung der Ladungsverbrennung in Drehmoment erfolgt. Somit können hubraumstarke, vielzylindrige Motoren durch sparsamere hubraumschwächere Motoren mit weniger Zylindern ersetzt werden.
Die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine ist sowohl als Otto- als auch als Dieselmotor einsetzbar, eignet sich für die Direkteinspritzung auch bei Otto-Motoren und kann als Viertakter und als Zweitakter eingesetzt werden. Die Erfindung wird im folgenden anhand schematischer Zeichnungen beispielsweise und mit weiteren Einzelheiten erläutert.
Es stellen dar:
Fig. 1 schematisch einen Querschnitt durch eine Brennkraftmaschine mit Doppelkurbeltrieb,
Fig. 2 schematisch eine Aufsicht, teilweise im Schnitt, auf einen Zylinderkopf,
Fig. 3 den Zusammenhang zwischen Kolbenhub und Kurbelwellendrehung im Vergleich zwischen einem konventionellen Motor und einem Doppelkurbelwellenmotor, und
Fig. 4 eine schematische Aufsicht auf den Kurbeltrieb mit angeflanschtem Getriebe.
Gemäß Fig. 1 weist eine Hubkolbenbrennkraftmaschine einen Zylinder 2 auf, in dem ein Kolben 4 arbeitet.
Weiter ist ein Einlaßkanal 6 dargestellt, der in den Zylinderkopf 8 mündet, wobei in der Mündung des Einlaßkanals 6 in den Zylinderkopf 8 ein Einlaßventil 10 arbeitet. Weiter ist ein Auslaßkanal 12 dargestellt, in dessen Mündung in den Zylinderkopf 8 ein Auslaßventil 14 arbeitet.
Im Einlaßkanal befindet sich eine Drosselklappe 16, sowie strömungsabwärts der Drosselklappe 16 ein Einspritzventil 18.
Mittig am Zylinderkopf 8 sowie sich diametral gegenüberliegend an seinem Umfang befinden sich Zündkerzen 20. Zur Ansteuerung der Zündkerzen 20 und des Einspritzventils 18 ist ein Steuergerät 22 vorgesehen, dessen Eingängen 24 in an sich bekannter Weise Signale von unterschiedlichen Sensoren zur Erfassung der Betriebsparameter der Brennkraftmaschine zugeführt werden, aus denen die Steuersignale zur Steuerung von Einspritzung und Zündung errechnet werden.
Im Kurbelgehäuse 28 der Brennkraftmaschine befinden sich zwei Kurbelwellen 30 und 32, die miteinander über eine Verzahnung 34 kämmen, so daß sie gegensinnig drehen. Jede der Kurbelwellen 30 und 32 ist über ein Pleuel 36 und 38 mit dem Kolben 4 verbunden, der an seiner Unterseite 2 in Richtung des Abstandes zwischen der Kurbelwellen 30 und 32 beabstandete Lager 40 und 42 zur Lagerung der Pleuel 36 und 38 aufweist.
Fig. 2 zeigt eine teilweise geschnittene Aufsicht auf den Zylinderkopf 8. An dieser Stelle sei darauf hingewiesen, daß die Fig. 2 mit Ausnahme der in ihr verwendeten Bezugszeichen der eingangs genannten EP-0 155 261 A2 entnommen ist. Wie ersichtlich, weist der Zylinderkopf 8 zwei sich gegenüberliegende Einlaßventile 10 und 11 sowie zwei sich gegenüberliegende Auslaßventile 14 und 15 auf. Der Durchmesser der Einlaßventile 10 und 11 ist vorteilhafterweise größer als der der Auslaßventile 14 und 15. Die schematisch angedeuteten Einlaßkanäle 6 und 7 sind vorteilhafterweise derart ausgebildet, daß das in dem Brennraum des Zylinders einströmende Frischgemisch einen um die Achse des Brenn- raums umlaufenden Wirbel bildet.
Zur Betätigung der Ventile sind zwei Nockenwellen 44 und 46 vorgesehen, mit denen konische Nocken 48, 50, 52 und 54 drehfest verbunden sind, die über Tassentössel 56, 58, 60 und 62 die Ventile betätigen.
Die Betriebsweise des Motors ist an sich bekannt und wird daher nicht im einzelnen beschrieben.
Anhand der Fig. 3 wird eine besondere Eigenschaft des Doppelkurbeltriebs erläutert. Die Ordinate stellt den Kolbenhub H und die Abszisse den Drehwinkel der Kurbelwelle bzw. Kurbelwellen, bezogen auf den unteren Totpunkt UT des Kolbens dar: d.h. zwischen den beiden UT-Stellungen liegen 360° Kurbelwellendrehung.
Die gestrichelte Kurve zeigt das Verhalten eines konventionellen Kurbeltriebs, bei dem die Kurbelwelle mittig unter dem Kolben angeordnet ist. Der obere Totpunkt OT, des Kolbens befindet sich beim konventionellen Kurbeltrieb genau zwischen den beiden UT-Stellungen, d.h. bei 180° Kurbelwinkel.
Bei dem Doppelkurbeltrieb gemäß Fig. 1, bei dem die beiden Kurbelwellen 30 und 32 gegenüber der Mitte des Kolbens 4 symmetrisch versetzt sind, ergibt sich die durchgezogene Kurve. Ausgehend von der UT-Stellung des Kolbens 4 drehen sich die gegensinning drehen Kurbelwellen 30 und 32, wobei die gemäß Fig. 1 linke Kurbelwelle in Uhrzeigerrichtung dreht, um weniger als 180°, bis der obere Totpunkt OT, des Kolbens erreicht wird, und dann um mehr als 180°, bis wiederum der untere Totpunkt erreicht wird. Bei einem Vier-Takt-Verfahren steht somit für den Ansaugtakt und dem Arbeitstakt im Vergleich zu einem herkömmlichen Kurbeltrieb ein größerer Winkelbereich und damit ein größerer Zeitraum zur Verfügung, was die Füllung und die Ladungsumsetzung begünstigt.
Es versteht sich, daß zahlreiche Modifzierungen und Abänderungen der beschriebenen Ausfuhrungsform möglich sind:
Gemäß Fig. 1 können mehrere Zylinder in Reihe hintereinander angeordnet sein, wobei die Verzahnungen der Kurbelwellen jeweils durch stirnseitige Zahnräder oder durch mitti- ge Zahnräder gegeben sein kann. Weiter versteht sich, daß nur eine der Kurbelwellen mit dem weiteren Antriebsstrang des Fahrzeugs verbunden sein muß, so daß die Lagerdimen- sionierung der Kurbelwellen unterschiedlich sein kann.
Die beiden getrennten Lager 40 und 42 an dem Kolben 4 können auch gleichachsig zuein- ander mittig über den Kurbelwellen angeordnet sein.
Der Kolben 4 kann wegen der durch den Doppelkurbeltrieb bedingten Seitenkraftfreiheit und der insbesondere bei den nicht auf einer gemeinsamen Achse sitzenden Lagern vorhan- denen Verkippungsfreiheit außerordentlich flach und ohne Hemd ausgebildet werden. Weiter ist eine einfache Ringbestückung möglich.
Der Zylinderkopf gemäß Fig. 2 muß nicht zwingend sphärisch mit sphärisch angeordneten Ventilen angeordnet sein, sondern kann auch als Dachbrennraum ausgebildet sein, wobei dann die konischen Nocken nicht erforderlich sind.
Die Brennkraftmaschine ist in ihrer Anwendung als Otto-Motor dargestellt. Anstelle der drei Zündkerzen 20 gemäß Fig. 2 kann mit nur einer mittigen Zündkerze oder mit mehreren Zündkerzen gearbeitet werden, wobei im Falle von fünf Zündkerzen die eine mittig und die anderen am Außenumfang des Zylinderkopfes jeweils zwischen einem Einlaßkanal und einem Auslaßkanal angeordnet sind.
Es versteht sich, daß die Einlaßventile nicht zwingend größer als die Auslaßventile sein müssen, und daß bei bestimmten Anwendungen die Drehrichtungen der Kurbelwellen ge- genüber denen der Fig. 1 aus entgegengesetzt sein können.
Die geschilderten Vorteile des aufwendigen Zylinderkopfes in seiner Kombination mit dem Doppelkurbelwellentrieb ergeben sich auch bei ihrer Anwendung an einem Dieselmotor. Ein weiterer Vorteil des geschilderten Zylinderkopfes mit sich diametral gegenüberliegen- den Einlaßöffnungen und sich diametral gegenüberliegenden Auslaßöffnungen liegt darin, daß der Kopf insgesamt kühler bleibt als ein konventioneller Vierventilkopf, wodurch die Brennkraftmaschine mit höherer Verdichtung betrieben werden kann.
Fig. 4 zeigt ein an die Brennkraftmaschine angeflanschtes Getriebe. Dargestellt ist ein Ge- häuse 50 des Kurbeltriebes der Brennkraftmaschine mit den Kurbelwellen 30 und 32, die über Zahnräder 52 und 54 miteinaner kämmen. An das Kurbelgehäuse 50 ist ein Getriebe 56 angeflanscht, das zwei Eingangswellen 58 und 60 sowie eine Ausgangswelle 62 aufweist, die über eine Kupplung 64 mit dem weiteren Antriebsstrang des Fahrzeugs, bei- spielsweise einer Kardanwelle 66, verbunden ist. Die Eingangswelle 58 wird von der Kurbelwelle 32 angetrieben; die Eingangswelle 60 wird von der gegenläufig drehenden Kurbelwelle 30 drehangetrieben.
Die Schieberäder des Getriebes (nicht beziffert) sind mit der Ausgangswelle 62 drehfest verbunden, jedoch gegenüber der Ausgangswelle längs verschiebbar. Auf der Eingangswelle 58 sitzt ein Zahnrad (nicht beziffert), das den Rückwärtsgang darstellt. Auf der anderen Eingangswelle 60 sitzen drei Räder, die die Vorwärtsgänge darstellen. Es versteht sich, daß auch vier oder fünf Vorwärtsgänge vorgesehen sein können.
Das schematisch dargestellte Getriebe ist in seinem Aufbau sehr einfach, da es die gegenläufige Drehung der Kurbelwellen der Brennkraftmaschine unmittelbar für Vorwärtsfahrt und Rückwärtsfahrt nutzt.

Claims

Patentansprüche
1. Hubkolbenbrennkraftmaschine mit wenigstens einem Zylinder (2), in dessen
Kopf (8) zwei, mittels je eines Einlaßventils (10, 11) steuerbare Einlaßkanäle (6,7) münden und von dessen Kopf (8), zwei mittels je eines Auslaßventils (14, 15) steuerbare Auslaßkanäle (12, 13) ausgehen, wobei die Mündungen der Einlaßkanäle und der Auslaßkanäle sich jeweils diametral gegenüberliegend angeordnet sind, einem in dem Zylinder (2) arbeitenden Kolben (4), und einer Kurbelwelle, die über ein Pleuel mit dem Kolben verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, daß zwei über eine Verzahnung (34) miteinander in Eingriff befindliche, sich gegensinnig drehende Kurbelwellen (30, 32) vorgesehen sind, die über je ein Pleuel (36, 38) mit dem Kolben (4) verbunden sind.
2. Hubkolbenbrennkraftmaschine gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet , daß in dem Zylinderkopf (8) drei Zündkerzen (20) vorgesehen sind, von denen eine mittig und die anderen beiden am Umfang sich diametral gegenüberliegend zwischen je einem Einlaßkanal (6, 7) und einem Auslaß kanal (14, 15) angeordnet sind.
3. Hubkolbenbrennkraftmaschine gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß in dem Zylinderkopf (8) fünf Zündkerzen (20) vorgesehen sind, von denen eine mittig und die anderen am Umfang jeweils zwischen einem Einlaßkanal (6, 7) und einem Auslaßkanal (14, 15) angeordnet sind.
4. Hubkolbenbrennkraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Pleuel (36, 38) am Kolben (4) in getrennten Lagern (40, 42) gelagert sind, wobei die Lager in Richtung des gegenseitigen Abstandes der Kurbelwellen (30, 32) voneinander beabstandet sind.
5. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehrichtung der Kurbelwellen (30, 32) derart ist, daß sich die in Aufsicht auf die Achsen der Kurbelwellen die linke Kurbelwelle (30) in Uhrzeigerrichtung dreht.
6. Hubkolbenbrennkraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Einlaßkanäle (6, 7) derart ausgebildet sind, daß im Brennraum eine umlaufende Wirbelströmung entsteht.
7. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein der Brennkraftmaschine nachgeschaltetes Getriebe (56) zwei Eingangswellen (58, 60) aufweist, von denen je eine von einer der Kurbelwellen (30, 32) angetrieben ist und die über Verschiebeverzahnungen mit einer Ausgangswelle (62) verbunden sind, wobei die eine Eingangswelle (58) den Rückwärtsgang und die andere Eingangs- welle (60) die Vorwärtsgänge vermittelt.
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