WO2001036793A1 - Mehrzylindrige brennkraftmaschine - Google Patents

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WO2001036793A1
WO2001036793A1 PCT/EP2000/010450 EP0010450W WO0136793A1 WO 2001036793 A1 WO2001036793 A1 WO 2001036793A1 EP 0010450 W EP0010450 W EP 0010450W WO 0136793 A1 WO0136793 A1 WO 0136793A1
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cylinders
exhaust
internal combustion
combustion engine
cylinder
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PCT/EP2000/010450
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French (fr)
Inventor
Erwin Rutschmann
Claus Brüstle
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Dr Ing HCF Porsche AG
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Dr Ing HCF Porsche AG
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Priority to AT00974441T priority patent/ATE287027T1/de
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    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/26—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of two or more valves operated simultaneously by same transmitting-gear; peculiar to machines or engines with more than two lift-valves per cylinder
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/047—Camshafts
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    • F01L1/047—Camshafts
    • F01L1/053—Camshafts overhead type
    • F01L1/0532—Camshafts overhead type the cams being directly in contact with the driven valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/08—Shape of cams
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/08—Timing or lift different for valves of different cylinders

Definitions

  • the invention is based on a multi-cylinder internal combustion engine according to the features of the preamble of claim 1.
  • Opening phase of the exhaust valves overlaps two cylinders arranged in a row of cylinders. This condition becomes particularly critical when the intake and exhaust valves of the cylinder that is the first to be fired are still in the opening overlap phase.
  • the exhaust valve of the later igniting and thus later exhausting cylinder By opening the exhaust valve of the later igniting and thus later exhausting cylinder, the exhaust gas provided with a high pressure pulse can get into the cylinder space of the cylinder that previously exhausted the exhaust gas. High residual gas rates with negative consequences on the knock limit, as well as an insufficient cylinder filling with fresh gas are the result.
  • the use of variable control times increases the scatter of air expenditure in the individual cylinders, and the greater the adjustment ranges, the more so.
  • the reduction in the air expenditure of the disadvantaged cylinders can lead to a reduction in the air expenditure, particularly with intake means below 100 ° crank angle (KW), whereby the desired increase in torque is significantly reduced.
  • the object of the invention is therefore to eliminate or reduce such negative consequences and to achieve a uniform, optimal degree of cylinder filling over the entire row of cylinders of the internal combustion engine.
  • a satisfactory bundling of the air effort curves for all cylinders over the entire speed range occurs particularly when the cylinders favored by the firing order are equipped with cams that have a smaller cam width than the cylinders in which the exhaust gas exhaust gas surge of the in of the cylinder row that later exhausts enters the opening-overlap phase of the inlet and exhaust valve of the earlier exhausting cylinder.
  • the charge exchange disadvantages in such an internal combustion engine are particularly noticeable when the 4-finger exhaust manifold flanged on the exhaust side of the two rows of cylinder banks changes into a common exhaust gas pipe after a short distance.
  • This exhaust gas discharge is advantageous since it is thus possible to use starting catalytic converters close to the engine and only one pre-catalytic converter and one lambda probe in each case have to be integrated into the exhaust gas collection pipe provided for each row of cylinders. Due to the short exhaust manifold pipes, however, there is a risk that a large part of the exhaust gas exhaust gas surge of the cylinder that later exhausts gets into the cylinder that exhausts earlier. In a V8 engine with such an exhaust gas discharge, the charge exchange disadvantages can thus be effectively compensated for, so that the effects of variable control times unfold their effect in the entire speed range, so that the desired full torque curve is achieved.
  • FIG. 1 shows a sectional view of a V8 engine
  • FIG. 2 shows a schematic illustration of the two cylinder rows of a V8 engine
  • FIG. 3 shows the ignition sequence of a V8 engine with a partial illustration of the charge exchange of three adjacent cylinders
  • FIG. 4 shows a schematic illustration a row of cylinder banks
  • FIG. 5 shows a graphical representation of valve lift curves
  • FIG. 6 shows an exhaust camshaft provided with different cam widths. Description of the embodiment
  • the internal combustion engine designed as a V8 engine has a crankshaft 12 arranged in a crankcase 10.
  • the connecting rod feet 16, of which only one is shown visibly, are screwed onto the crankshaft journal 14, which is offset by 90 ° KW, and are in turn connected via connecting rod eyes 20 to the eight pistons 22 arranged in the two rows of cylinder banks.
  • the two cylinder heads 24 fastened on the crankcase 10 accommodate the known and necessary components for the 4-stroke combustion process, the same components being used for all four cylinders arranged in a row.
  • Each cylinder has two intake valves 26 and two exhaust valves 28, of which only one can be seen in each case according to the sectional plane in FIG. 1.
  • the inlet valves 26 monitor the inlet channels 32 leading to the combustion chamber 30, while the exhaust valves 28 monitor the outlet channels 34 also leading to the combustion chamber 30.
  • the four exhaust ports 34 flanged to each of the two rows of cylinder banks are designed as 4-finger exhaust manifolds, each of which opens into a common exhaust pipe 36 after a short distance.
  • the inlet channels 32 on the intake side are supplied with combustion air via an intake system (not shown).
  • the intake and exhaust valves 26, 28 are actuated with the aid of an intake camshaft 38 and an exhaust camshaft 40.
  • the intake and exhaust camshafts 38, 40 each have four pairs of intake cams 42 and exhaust cams 44, the cylinder-specific design of the cams later is described in more detail.
  • the rotational movement of the intake and exhaust camshafts 38, 40 is transferred into a lifting movement of the intake and exhaust valves 26, 28 by means of cup tappets 46 and 48 designed as cam followers.
  • valve springs 50, 52 arranged coaxially to the valve stem of the inlet and outlet valves 26, 28 it is ensured, among other things, that the Inlet and outlet valves 26, 28 securely close the inlet and outlet channels 32, 34 during the basic phase of the cams 46, 48.
  • injection valves 54 fuel is injected into the inlet channels 32, which is brought to combustion in the combustion chamber 30 when the inlet valve 26 is opened with the aid of an ignition device designed as a spark plug 56.
  • Fig. 3 the firing order of the cylinders 1 to 4 and 5 to 8 arranged on the two rows of cylinder banks is shown. As is clear from the figure below, the firing order is asymmetrical with respect to the two rows of cylinder banks and has three different firing intervals for each row of cylinder banks.
  • the ignition distance between cylinders 1 and 3 is 90 ° KW, between cylinders 2 and 3 and 1 and 4 180 ° KW and between cylinders 2 and 4 270 ° KW.
  • the ignition timing intervals in the second row of cylinders 5 to 8 between cylinders 5 and 6 are 90 ° KW, between cylinders 6 and 7 and between cylinders 5 and 8 180 ° KW and between cylinders 7 and 8 270 ° KW.
  • FIG. 3 The upper illustration in FIG. 3, in which the valve lift curves of the exhaust valves 28, of the cylinders 1, 3 and 2 that exhaust with a 90 ° KW and 180 ° KW distance, are shown, the mutual outflow restriction of the 90 ° KW distance igniting or exhausting cylinders 1 and 3 recognizable.
  • the exhaust valve overlap phase of the cylinders with a 180 ° KW spacing in a row of cylinder banks is far more serious with regard to the gas exchange.
  • the exhaust gas exhaust blow of the cylinder 2 which ignites and exhausts 180 ° later, arrives in the opening overlap phase of the two intake and exhaust valves 26, 28 of the cylinder 3.
  • Torque increase is significantly reduced.
  • the possibility of adjusting the inlet valve opening times is shown in the upper illustration of FIG. 3 by way of example with the dashed curve E3 ' for cylinder 3, which is shifted in the "early" direction relative to the valve opening curve E3.
  • the cylinders 1 and 3 or 1 and 4 exhausting by 180 ° KW distance within the cylinder bank 1 - 4 and the cylinders 6 and 7 or 5 and 8 within the cylinder bank 5 - 8 show the air effort disadvantaged cylinders 3, 4, 5, 7 a larger cam width for the cam 44 arranged on the exhaust camshaft 40.
  • Fig. 1 the cylinders 1 and 3 or 1 and 4 exhausting by 180 ° KW distance within the cylinder bank 1 - 4 and the cylinders 6 and 7 or 5 and 8 within the cylinder bank 5 - 8 show the air effort disadvantaged cylinders 3, 4, 5, 7 a larger cam width for the cam 44 arranged on the exhaust camshaft 40.
  • valve lift for the exhaust valves 28 of the cylinders 3, 4, 5, 7 is shown, while the smaller valve lift curve A 'shown in dashed lines is assigned to the exhaust valves 28 of the cylinders 1, 2, 6, 8 , Due to the narrower exhaust cams 44 ' for the cylinders 1, 2, 6, 8, the opening overlap phase of the exhaust valves 28 assigned to the cylinders 1, 2, 6, 8 to the exhaust valves 28 of the cylinders 3 opening earlier by 180 ° KW distance is reduced , 4, 5, 7.
  • a satisfactory bundling of the air expenditure curves ie uniform air expenditure a per cylinder over the entire speed range, is achieved in particular if the narrower cams 44 'have a cam width smaller by 10 ° to 20 ° KW per 1 mm valve stroke than the wide cams 44.
  • the cam width for the cylinders 1, 2, 6, 8 also decreases due to the fixed cam contour profile, as shown in FIG. 5, the maximum valve lift of the exhaust valves 28 assigned to the cylinders.
  • the curve E shown on the right in FIG. 5 shows the valve lift curve of the intake valves 26, which is identical for all cylinders 1 to 8.
  • Such a camshaft concept especially for V8 engines with 90 ° cranking of the crankshaft and a 4 in 1 exhaust manifold design, has the effects of variable valve timing in the entire speed range, which is associated with the desired full torque curve. Since a 4 in 1 exhaust manifold design with short manifold pipes is desired in V8 engines due to the number of pre-catalytic converters or lambda probes, but with the disadvantageous effects described at the beginning regarding the cylinder filling with fresh gas, the above-described camshaft concept can be used particularly effectively.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit mindestens einer Zylinderreihe, die eine Zylinderkopfgehäuse (24) mit darin angeordneten Ein- und Auslassventilen (26, 28) aufweist, die über Steuermittel (38, 40) in Abhängigkeit von der Drehlage der Kurbelwelle (12) Verbrennungsluft den Zylindern zuführen und Verbrennungsabgase über eine Abgasanlage (36) abführen. Es wird vorgeschlagen, dass die Mittel (44') zur Realisierung von unterschiedlichen Auslass-Ventilhubverläufen von mindestens zwei in einer Zylinderreihe angeordneten Zylindern vorgesehen sind, die zu einer Reduzierung von Öffnungs-Überschneidungsphasen dieser Auslassventile (28) führen, wobei sich das Einlassventil (26) und das Auslassventil (28) einer der beiden Zylinder selbst in einer Öffnungs-Überschneidungsphase befinden. Damit wird insbesondere bei einem V8-Motor mit 90 DEG gekröpfer Kurbelwelle ein einheitliches Befüllen der Zylinder mit Frischgas erreicht.

Description

Mehrzylindrige Brennkraftmaschine
Die Erfindung geht aus von einer mehrzylindrigen Brennkraftmaschine gemäß den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1.
Bei mehrzylindrigen Brennkraftmaschinen werden die bei der Verbrennung entstehenden Abgase mit Hilfe den Zylindern einzeln zugeordneten Abgaskrümmern, die dann in ein gemeinsames Abgassammeirohr einmünden, nach außen abgegeben. Bei einer vorbestimmten Zündabfolge kommt es zu Betriebszuständen, in denen sich die
Öffnungsphase der Auslaßventile von zwei in einer Zylinderreihe angeordneten Zylindern überschneidet. Dieser Zustand wird insbesondere dann kritisch, wenn sich das Einlaß— und Auslaßventil des mit der Zündabfolge zuerst bedachten Zylinders selbst noch in der Öffnungs-Überschneidungsphase befindet. Durch das Öffnen des Auslaßventils des später zündenden und damit später auslassenden Zylinders kann das mit einem hohen Druckimpuls versehene Abgas in den Zylinderrraum des zeitlich früher das Abgas auslassenden Zylinders gelangen. Hohe Restgasraten mit negativen Folgen auf die Klopfgrenze, sowie eine unzureichende Zylinderfüllung mit Frischgas sind die Folge. Der Einsatz variabler Steuerzeiten verstärkt die Luftaufwandsstreuung der einzelnen Zylinder und zwar umso mehr, je größer die Verstellbereiche sind. Die Luftaufwandsminderung der benachteiligten Zylinder kann dazu führen, daß sich insbesondere bei Einlaßmitteln unter 100° Kurbelwinkel (KW) eine Luftaufwandsminderung einstellt, wodurch der gewünschte Drehmomentzuwachs deutlich reduziert wird.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, derartige negative Folgen zu beseitigen bzw. zu reduzieren und einen einheitlichen optimalen Zylinderfüllungsgrad über die gesamte Zylinderreihe der Brennkraftmaschine zu erreichen.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst. Durch die Reduzierung der Öffnungs-Überschneidungsphasen der Auslaßventile von in einer Zylinderreihe angeordneten Zylindern wird der Abgas-Vorauslaßstoß, der von dem später auslassenden Zylinder in die Öffnungs- Überschneidungsphase des Einlaß- und Auslaßventiles des früher auslassenden Zylinders gelangt, reduziert. Damit ergibt sich für alle Zylinder ein im wesentlichen einheitlicher Frischgas- Zylinderfüllungsgrad.
In den Unteransprüchen sind weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Verbesserungen der erfindungsgemäßen mehrzylindrigen Brennkraftmaschine enthalten.
Die Reduzierung von Öffnungs-Überschneidungsphasen von Auslaßventilen, die den in einer Zylinderbankreihe angeordneten Zylindern zugeordnet sind, kann auf einfache Art und Weise dadurch erreicht werden, daß die auf einer Auslaßnockenwelle angeordneten Nocken unterschiedliche Nockenformen aufweisen.
Eine zufriedenstellende Bündelung der Luftaufwandskurven für alle Zylinder über den gesamten Drehzahlbereich kommt insbesondere dann zustande, wenn die von der Zündfolge begünstigten Zylinder mit Nocken ausgestattet werden, die eine geringere Nockenbreite aufweisen, als die Zylinder, bei denen aufgrund der Zündfolge der Abgas- Vorauslaßstoß des in der Zylinderreihe später auslassenden Zylinders in die Öffnungs- Überschneidungsphase von Einlaß- und Auslaßventil des früher auslassenden Zylinders gelangt.
Eine Optimierung der von der Zündfolge benachteiligten Zylinder wird erreicht, wenn der schmalere Nocken des früher auslassenden Zylinders eine um 10° bis 20° KW pro 1mm Ventilhub kleinere Nockenbreite aufweist.
Insbesondere bei einem V8-Motor mit z.B. einer 90° Kröpfung der Kurbelwelle, der über einen guten Massen- und Momentenausgleich verfügt, können mit der Reduzierung der Öffnungs-Überschneidungsphasen der Auslaßventile, die insbesondere bei dieser Motorausführung auftretenden Ladungswechselnachteile weitgehend kompensiert werden.
Die Ladungswechselnachteile bei einer derartigen Brennkraftmaschine machen sich insbesondere dann bemerkbar, wenn der auf der Abgasseite der beiden Zylinderbankreihen angeflanschte 4- Finger-Abgaskrümmer nach einer kurzen Wegstrecke in ein gemeinsames Abgassammeirohr übergeht. Diese Abgasabführung ist vorteilhaft, da somit motornahe Startkatalysatoren verwendet werden können und jeweils nur ein Vorkatalysator und eine Lambdasonde in das pro Zylinderreihe vorgesehene Abgassammeirohr integriert werden muß. Aufgrund der kurzen Abgas-Krümmerrohre besteht jedoch die Gefahr, daß ein Großteil des Abgas-Vorauslaßstoßes des später auslassenden Zylinders in den zeitlich früher auslassenden Zylinder gelangt. Bei einem V8-Motor mit einer derartigen Abgasabführung können somit die Ladungswechselnachteile wirkungsvoll kompensiert werden, so daß die Effekte variabler Steuerzeiten im gesamten Drehzahlbereich ihre Wirkung entfalten, so daß der gewünschte füllige Drehmomentverlauf erzielt wird.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird nachfolgend näher erläutert.
Fig.l zeigt eine Schnittdarstellung eines V8-Motors, Fig. 2 eine schematische Darstellung der beiden Zylinderreihen eines V8- Motors, Fig.3 die Zündfolge eines V8- Motors mit einer Teildarstellung des Ladungswechsels von drei benachbarten Zylindern, Fig.4 eine schematische Darstellung einer Zylinderbankreihe, Fig. 5 eine grafische Darstellung von Ventilerhebungskurven und Fig. 6 eine mit verschiedenen Nockenbreiten versehene Auslaßnockenwelle. Beschreibung des Ausführungsbeispiels
Die als V8-Motor ausgebildete Brennkraftmaschine weist eine in einem Kurbelgehäuse 10 angeordnete Kurbelwelle 12 auf. An den mit 90° KW versetzt angeordneten Kurbelwellenzapfen 14 sind die Pleuelfüße 16, von denen nur einer sichtbar dargestellt ist, der Pleuel 18 festgeschraubt, die wiederum über Pleuelaugen 20 mit den in den beiden Zylinderbankreihen angeordneten acht Kolben 22 verbunden sind. Die beiden auf dem Kurbelgehäuse 10 befestigten Zylinderköpfe 24 nehmen die für das 4-Takt-Verbrennungsverfahren notwendigen und bekannten Bauteile auf, wobei für alle vier in einer Reihe angeordneten Zylinder die gleichen Bauteile Verwendung finden. Jeder Zylinder verfügt über zwei Einlaßventile 26 und zwei Auslaßventile 28, von denen entsprechend der Schnittebene in Fig. 1 jeweils nur eins zu erkennen ist. Die Einlaßventile 26 überwachen die zum Brennraum 30 führenden Einlaßkanäle 32, während die Auslaßventile 28 die ebenfalls zum Brennraum 30 führenden Auslaßkanäle 34 überwachen.
Die vier, an jeder der beiden Zylinderbankreihen angeflanschten Auslaßkanäle 34 sind als 4-Finger-Abgaskrümmer ausgebildet, die nach einer kurzen Wegstrecke jeweils in ein gemeinsames Abgasrohr 36 einmünden. Die auf der Ansaugseite befindlichen Einlaßkanäle 32 werden über eine nicht dargestellte Ansauganlage mit Verbrennungsluft versorgt. Die Betätigung der Einlaß- bzw. Auslaßventile 26, 28 erfolgt mit Hilfe einer Einlaßnockenwelle 38 und einer Auslaßnockenwelle 40. Die Einlaß- und Auslaßnockenwelle 38, 40 weisen jeweils vier Paare von Einlaßnocken 42 und Auslaßnocken 44 auf, wobei die zylinderspezifisch besondere Ausbildung der Nocken später noch näher beschrieben wird.
Die Drehbewegung der Einlaß- und Auslaßnockenwelle 38, 40 wird über als Nockenfolger ausgebildete Tassenstößel 46 und 48 in eine Hubbewegung der Einlaß— und Auslaßventile 26, 28 übertragen. Mit Hilfe von koaxial zum Ventilschaft der Einlaß— und Auslaßventile 26, 28 angeordneten Ventilfedern 50, 52 ist u.a. sichergestellt, daß die Einlaß- und Auslaßventile 26, 28 während der Grundphase der Nocken 46, 48 den Einlaß- bzw. Auslaßkanal 32, 34 sicher verschließen. Mit Hilfe von Einspritzventilen 54 wird Kraftstoff in die Einlaßkanäle 32 eingedüst, der beim Öffnen des Einlaßventils 26 mit Hilfe einer als Zündkerze 56 ausgebildeten Zündeinrichtung im Brennraum 30 zur Verbrennung gebracht wird.
In Fig. 3 ist die Zündreihenfolge der auf den beiden Zylinderbankreihen verteilt angeordneten Zylindern 1 bis 4 bzw. 5 bis 8 dargestellt. Wie aus der unteren Abbildung deutlich wird, ist die Zündreihenfolge bezogen auf die beiden Zylinderbankreihen asymmetrisch und weist pro Zylinderbankreihe drei unterschiedliche Zündabstände auf. Zwischen Zylinder 1 und 3 beträgt der Zündabstand 90° KW, zwischen den Zylindern 2 und 3 sowie 1 und 4 180° KW und zwischen den Zylindern 2 und 4 270° KW. Analog dazu betragen die Zündzeitpunktabstände in der zweiten Zylinderbankreihe 5 bis 8 zwischen Zylinder 5 und 6 90° KW, zwischen Zylinder 6 und 7 sowie zwischen Zylinder 5 und 8 180° KW und zwischen Zylinder 7 und 8 270° KW. Wie anhand von Fig. 3 und 4 im folgenden näher erläutert, werden bei der Zündfolge 1 - 3 - 7 - 2 - 6 - 5 - 4 - 8 die Zylinder 3 und 4 in der einen Zylinderbankreihe und die Zylinder 5 und 7 in der anderen Zylinderreihe gegenüber den restlichen Zylindern hinsichtlich des Frischgas- Befüllungsgrades, im folgenden als Luftaufwand bezeichnet, benachteiligt.
Anhand der oberen Abbildung in Fig. 3, bei der die Ventilerhebungskurven der Auslaßventile 28, der mit 90° KW und 180° KW Abstand auspuffenden Zylinder 1 , 3 und 2 dargestellt sind, ist die gegenseitige Ausströmbehinderung der um 90° KW Abstand zündenden bzw. auslassenden Zylinder 1 und 3 erkennbar. Weit gravierender in bezug auf den Ladungswechsel ist jedoch die Auslaß- Ventilüberschneidungsphase der mit 180° KW Abstand in einer Zylinderbankreihe auslassenden Zylinder. Wie exemplarisch anhand der Ventilerhebungskurven der Auslaßventile 28 der Zylinder 2 und 3 dargestellt, gelangt der Abgas- Vorauslaßstoß des um 180° KW Abstand später zündenden und auspuffenden Zylinders 2 in die Öffnungs- Überschneidungsphase der beiden Einlaß-und Auslaßventile 26, 28 des Zylinders 3. Diese mit der Überschneidungsphase von Ein- und Auslaßventil verbundene und bekannte "innere Abgasrückführung" läßt sich bei drosselgesteuerten Ottomotoren nicht ganz vermeiden, da ein Kompromiß zwischen befriedigenden Leerlaufverhalten einerseits und ausreichenden Zeitöffnungsquerschnitten der Ventile bei hohen Drehzahlen andererseits gefunden werden muß. Der in der oberen Abbildung der Fig. 3 als Abgas- Druckwelle W dargestellte Abgas- Auslaßstoß reduziert den Luftaufwand a des sich bereits im Ansaugtakt befindlichen Zylinders 3. Der Einsatz variabler Ventilsteuerzeiten, die zum Beispiel mit Hilfe eines Axial- Nockenwellenverstellers realisiert werden können, verstärkt die Luftaufwandsstreuung der einzelnen Zylinder und zwar um so mehr, je größer die Verstellbereiche sind. Hier kann es zu Luftaufwandsminderung kommen, wodurch der gewünschte
Drehmomentzuwachs deutlich reduziert wird. Die Verstellmöglichkeit der Einlaßventil- Öffnungszeiten ist in der oberen Abbildung von Fig. 3 exemplarisch anhand der gestrichelt dargestellten Kurve E3' für Zylinder 3, die gegenüber der Ventilöffnungskurve E3 in Richtung "früh" verschoben ist, dargestellt.
Zur Reduzierung der Öffnungs - Überschneidungsphasen, der um 180° KW Abstand auspuffenden Zylinder 1 und 3 bzw. 1 und 4 innerhalb der Zylinderreihe 1 - 4 und der Zylinder 6 und 7 bzw. 5 und 8 innerhalb der Zylinderreihe 5 - 8 weisen die vom Luftaufwand her benachteiligten Zylinder 3, 4, 5, 7 eine größere Nockenbreite für die auf der Auslaßnockenwelle 40 angeordneten Nocken 44 auf. In Fig. 5 ist mit der linken durchgezogenen Kurve A die Ventilerhebung für die Auslaßventile 28 der Zylinder 3, 4, 5 ,7 dargestellt, während die gestrichelt dargestellte kleinere Ventilerhebungskurve A' den Auslaßventilen 28 der Zylinder 1, 2, 6, 8 zugeordnet ist. Durch die schmaleren Auslaßnocken 44' für die Zylinder 1 , 2, 6, 8 verringert sich die Öffnungs- Überschneidungsphase der den Zylindern 1 , 2, 6, 8 zugeordneten Auslaßventile 28 zu den jeweils um 180° KW Abstand früher öffnenden Auslaßventilen 28 der Zylinder 3, 4, 5, 7. Eine zufriedenstellende Bündelung der Luftaufwandskurven, d.h. einheitlicher Luftaufwand a pro Zylinder über den gesamten Drehzahlbereich werden insbesondere dann erreicht, wenn die schmaleren Nocken 44' eine um 10° bis 20° KW pro 1mm Ventilhub kleinere Nockenbreite aufweisen, als die breiten Nocken 44. Durch die kleinere Nockenbreite für die Zylinder 1, 2 , 6, 8 verringert sich aufgrund des fest vorgegebenen Nockenkonturverlaufs, wie in Fig. 5 dargestellt, ebenfalls der maximale Ventilhub der den Zylindern zugeordneten Auslaßventile 28. Die in Fig. 5 auf der rechten Seite dargestellte Kurve E zeigt den Ventilhubverlauf der Einlaßventile 26, der für alle Zylinder 1 bis 8 gleich ausgebildet ist.
einem derartigen, besonders für V8-Motoren mit 90° Kröpfung der Kurbelwelle und einer 4 in 1- Abgaskrümmerausführung ausgeführten Nockenwellenkonzept kommen die Effekte variabler Ventilsteuerzeiten im gesamten Drehzahlbereich zur Wirkung, der mit dem gewünschten fülligen Drehmomentverlauf verbunden ist. Da bei V8-Motoren aufgrund der Anzahl von Vorkatalysatoren bzw. Lambdasonden eine 4 in 1 — Abgaskrümmerausführung mit kurzen Krümmerrohren angestrebt wird, bei der jedoch die eingangs beschriebenen nachteiligen Effekte bzgl. der Zylinderbefüllung mit Frischgas auftreten, kann das vorbeschriebene Nockenwellenkonzept besonders wirkungsvoll eingesetzt werden.
Anstelle zylinderspezifischer Nocken sind jedoch auch andere Ausführungsformen zur Reduzierung der Öffnungs - Überschneidungsphasen von Auslaßventilen mehrzylindriger Brennkraftmaschinen möglich. Mit Hilfe vollvariabler Ventilsteuerungen, wie z. B. dem rein mechanisch vollvariablen Ventiltrieb, dem mechanisch/hydraulisch vollvariablen Ventiltrieb und dem elektromechanischen Ventiltrieb läßt sich das vorbeschriebene Konzept ebenfalls realisieren.

Claims

Patentansprüche
1. Mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit mindestens einer Zylinderreihe, die ein Zylinderkopfgehäuse mit darin angeordneten Ein- und Auslaßventilen aufweist, die über Steuermittel in Abhängigkeit von der Drehlage der Kurbelwelle Verbrennungsluft den Zylindern zuführen und Verbrennungsabgase über eine Abgasanlage abführen, dadurch gekennzeichnet, das Mittel (44') zur Realisierung von unterschiedlichen Auslaß-Ventilhubverläufen von mindestens zwei in einer Zylinderreihe angeordneten Zylindern vorgesehen sind, die zu einer Reduzierung von Öffnungs- Überschneidungsphasen dieser Auslaßventile (28) führen, wobei sich das Einlaßventil (26) und das Auslaßventil (28) einer der beiden Zylinder selbst in einer Öffnungs- Überschneidungsphase befinden.
2. Mehrzylindrige Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die Einlaß— (26) und die Auslaßventile (28) über eine Nockenwelle (38, 40) und Nockenwellenfolger (44, 44') betätigt werden, wobei die auf der Auslaßnockenwelle (40) angeordneten Nocken (44, 44') unterschiedliche Nockenformen aufweisen.
3. Mehrzylindrige Brennkraftmaschinen nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die auf der Auslaßnockenwelle (40) angeordneten Nocken (44, 44') unterschiedliche Nockenbreiten aufweisen.
4. Mehrzylindrige Brennkraftmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß bei 1mm Ventilhub der/die schmalen Nocken (44') eine um 10° bis 20° kleinere
Nockenbreite aufweisen, als der/die breiten Nocken (44).
5. Mehrzylindrige Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Brennkraftmaschine als mit zwei Zylinderreihen versehener V8-Motor ausgebildet ist, dessen Kurbelwelle eine 90° Kröpfung aufweist.
6. Mehrzylindrige Brennkraftmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Abgasseite der beiden Zylinderreihen jeweils ein 4-Finger-Abgaskrümmer vorgesehen ist, der jeweils in ein gemeinsames Abgasrohr (36) einmündet.
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