WO2017129175A1 - Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis - Google Patents

Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis Download PDF

Info

Publication number
WO2017129175A1
WO2017129175A1 PCT/DE2017/100044 DE2017100044W WO2017129175A1 WO 2017129175 A1 WO2017129175 A1 WO 2017129175A1 DE 2017100044 W DE2017100044 W DE 2017100044W WO 2017129175 A1 WO2017129175 A1 WO 2017129175A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
internal combustion
combustion engine
reciprocating internal
eccentric
engine according
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/DE2017/100044
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Sebastian Zwahr
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Publication of WO2017129175A1 publication Critical patent/WO2017129175A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length

Definitions

  • the invention relates to a reciprocating internal combustion engine with variable Verdich- ratio, which comprises an eccentric on which a Maupleuel is articulated, which interacts via an intermediate lever with a crankshaft and a connecting rod, the latter connecting rod is pivotally mounted on a piston of the internal combustion engine.
  • Such a reciprocating internal combustion engine is for example from the
  • WO 2007/057149 A1 An intermediate lever of this reciprocating internal combustion engine, which has a variable compression ratio, is referred to as a transverse lever.
  • the transverse lever is articulated at three points with other components of the reciprocating internal combustion engine. These are connections to a Maupleuel, a crankpin of a crankshaft, and a connecting rod, which is referred to in the case of WO 2007/057149 A1 as a connecting rod.
  • the hinged to a piston of the engine connecting rod is thus not coupled directly to the crankshaft, but via the cross lever.
  • the remote from the cross lever end of Maupleuels is adjustable by means of an eccentric.
  • the various rotational and pivot points and centers of gravity of the individual elements of the known reciprocating internal combustion engine with variable compression ratio should be such that inertial and centrifugal forces that arise when moving the individual elements, superimpose such that they cancel each other at least partially.
  • the reciprocating internal combustion engine can be designed in four-cylinder design.
  • DE 10 2010 032 427 A1 discloses an adjusting device for a reciprocating piston engine with variable compression, which is designed as a hydraulic adjusting device.
  • an electrohydraulic actuator is provided for adjusting the compression ratio of an internal combustion engine.
  • variable compression ratio reciprocating internal combustion engines have a constant compression ratio reciprocating internal combustion engine having the advantage that they can be operated at low load with high compression ratio, and thus particularly fuel efficient and in the case of high power demand with reduced compression ratio and simultaneous boost, typically turbocharging.
  • the invention has for its object to provide a reciprocating internal combustion engine with variable compression ratio, which is distinguished from the cited prior art by a particularly favorable ratio between long-term robustness, mechanical precision and manufacturing effort.
  • a reciprocating internal combustion engine having the features of claim 1.
  • This is a reciprocating internal combustion engine with variable compression ratio, which comprises an eccentric in a known basic structure, to which a Maupleuel is hinged, on the other hand via an intermediate lever with the crankshaft of the internal combustion engine and with a mounted on a piston of the internal combustion engine Pleu- el interacts.
  • a linear drive is provided for adjusting the eccentric, which is coupled via a Verstellpleuel with an adjustment of the eccentric. The linear drive allows the eccentric to be operated with moderate forces and at the same time with very good mechanical precision.
  • the linear drive is a screw drive.
  • Screw drives are both low-play interpretable and rational to produce.
  • the screw is self-locking.
  • the self-locking screw drive can have a simple movement thread.
  • the self-locking of the screw drive is synonymous with the fact that once a compression ratio of the Hubkolbenbrennkraftmaschi- ne remains constant without power supply of the linear drive.
  • the screw drive is preferably a ball screw or other Wälzgewindetrieb, which has rolling elements, for example, rollers, between the threaded spindle and the spindle nut.
  • the lack of self-locking of the screw drive has the advantage that in case of failure of the power supply of the linear drive of the eccentric can automatically assume a preferred position, which is associated with a normal setting of the compression ratio.
  • the pitch of a non-self-locking screw drive is typically greater than the pitch of a self-locking screw drive.
  • higher drive torques would be required to operate the non-self-locking screw drive compared to the self-locking screw drive, but this is due to the lower friction properties of the non-self-locking screw drive. partially compensated or even overcompensated.
  • the non-self-locking screw drive is particularly suitable.
  • the self-locking screw drive is characterized by the fact that during operation of the reciprocating internal combustion engine, lower or even no holding elements, which hold the linear drive in a constant position, are required.
  • the adjustment of the eccentric is preferably pivotable over an angle of more than 90 °.
  • the secondary actuating mechanism comprises the eccentric, the intermediate lever and the connecting rod, which is mounted on the combustion chamber limiting piston of the internal combustion engine.
  • the two actuating gears have specific torque transfer functions. Each torque transfer function indicates the ratio between the introduced torque and the output torque of the respective adjusting gear.
  • the torque transmitting function of the primary actuating gear has a single maximum and the torque transmitting function of the secondary actuating gear a single minimum, wherein the extreme values of the two torque transmitting functions are approximately in the middle of the adjustment.
  • the series connection of the two adjusting gears ensures that a resulting total torque transfer function, which is the ratio between the Force, which is generated at the output of the secondary actuating gear, and the required drive torque of the linear drive indicates that has a lower translation bandwidth than each of the two individual torque-transmitting functions.
  • a resulting total torque transfer function which is the ratio between the Force, which is generated at the output of the secondary actuating gear, and the required drive torque of the linear drive indicates that has a lower translation bandwidth than each of the two individual torque-transmitting functions.
  • the ratio between generated force at the output of the secondary actuating gear and drive torque, which is introduced into the input side of the primary adjusting gear, over the entire adjustment range is at least approximately constant.
  • the linear drive which serves to adjust the eccentric, is preferably driven electrically.
  • another, for example hydraulic, drive of the provided for pivoting the adjustment of the eccentric linear drive is possible.
  • FIG. 2 shows a detail from the arrangement according to FIG. 1, FIG.
  • Figures 1 and 2 and Figures 7, 8, 9 show in various, not to scale lent illustrations features of a generally designated by the reference numeral 1 adjusting mechanism for varying the compression ratio of a reciprocating internal combustion engine, for example in the form of a multi-cylinder in-line engine.
  • the reference numeral 1 adjusting mechanism for varying the compression ratio of a reciprocating internal combustion engine, for example in the form of a multi-cylinder in-line engine.
  • the adjusting mechanism 1 is composed of two actuators 2, 3 connected in series, namely a primary actuating gear 2 and a secondary actuating gear 3.
  • a common element of both control gear 2, 3 is an eccentric 4, wherein a pivoting of the eccentric 4 by an adjustment 5, which is attributable to the primary control gear 2, is possible.
  • On the eccentric 4 a Maupleuel 6 is hinged, which is pivotally coupled to an intermediate lever 7.
  • the intermediate lever 7 has a triangular basic shape and is coupled to a crankshaft 8 on a crank pin 9.
  • a connecting rod 1 1 is articulated.
  • the Pleuelanlenkddling 10 is also referred to as a lower connecting rod bearing.
  • An upper connecting rod bearing is denoted by 12 and establishes the connection to a piston 13 of the internal combustion engine.
  • the terms "lower” and “upper” connecting rod bearings do not imply any statement about the installation position.
  • the pivot axis about which the adjustment arm 5 is pivotable is designated SW.
  • the corresponding adjustment angle (FIGS. 3, 4, 5) is designated V and the entire adjustment range of the adjustment arm 5 is VB.
  • the adjustment 5 is coupled to a Verstellpleuel 14 which is articulated to a first Verstellpleuellagerddling 15 of the adjustment 5.
  • a second adjusting splined 16 provides an articulated connection between the Verstellpleuel 14 and a spindle nut 17.
  • the spindle nut 17 is part of a linear drive 18, softer further comprises a threaded spindle 19 and is designed as a ball screw.
  • the threaded spindle 19 is rotatably supported by means of two rolling bearings 20, 21; the spindle nut 17 is exclusively displaceable.
  • an electric motor 22 is provided to drive the threaded spindle 19, an electric motor 22 is provided.
  • a first torque transfer function MDI outlined in FIG. 3 represents the relationship between the torque acting in the adjusting arm 5, that is, at the output of the primary adjusting gear 2, and the torque applied by the electric motor 22 and thus acting in the threaded spindle 19 as a function of the adjusting angle V.
  • the torque transfer function MDI describes a curve with a curvature that has the same sign over the entire adjustment range VB. In the middle position of the adjustment arm 5 (corresponding to FIG. 8) designated M, the torque transfer function MDI has a maximum.
  • FIG. 4 shows the torque transmission function of the secondary adjusting gear 3 designated MD2.
  • a single minimum is in the region of the center position M of the adjusting arm 5, while the torque transmitting function MD2 is located at the edges of the adjusting range VB. is ximal.
  • a total torque transmission function denoted MDG which is illustrated in an idealized manner in FIG. 5, is the result of the series connection of the primary actuating gear 2 and the secondary actuating gear 3. As clearly shown in FIG. 5, this is to be applied by the electric motor 2 for actuating the adjusting mechanism 1 Torque over the entire adjustment range VB practically constant.
  • the design of the linear drive 18 as a non-self-locking screw drive is synonymous with the fact that its efficiency ⁇ is greater than 50%.
  • the slope of the threaded spindle 19 and of the spindle nut 17, designated St, is greater than in typical screw geometries used in mechanical engineering. With reference to the diagram of FIG. 6, this means that both the slope St and the efficiency ⁇ of the linear drive 18 are in the upper range.
  • a slope St can be selected in the lower region, which is associated with a significantly reduced efficiency ⁇ , as shown in FIG. 6 can be seen, in which case rolling elements in Linear actuator 18 omitted, that is, a simple motion thread exists.
  • the primary actuating gear 2 is designed as a self-locking gear.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Abstract

Eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis umfasst einen Exzenter (4), an welchem ein Nebenpleuel (6) angelenkt ist, das über einen Zwischenhebel (7) mit einer Kurbelwelle (8) sowie mit einem Pleuel (11) zusammenwirkt, der an einem Kolben (13) schwenkbar gelagert ist. Zur Verstellung des Exzenters (4) ist ein Linearantrieb (18) vorgesehen, welcher über ein Verstellpleuel (14) mit einem Verstellarm (5) des Exzenters (4) gekoppelt ist.

Description

Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis
Die Erfindung betrifft eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdich- tungsverhältnis, welche einen Exzenter umfasst, an dem ein Nebenpleuel angelenkt ist, der über einen Zwischenhebel mit einer Kurbelwelle sowie mit einem Pleuel zusammenwirkt, wobei der letztgenannte Pleuel an einem Kolben der Brennkraftmaschine schwenkbar gelagert ist.
Eine derartige Hubkolbenbrennkraftmaschine ist beispielsweise aus der
WO 2007/057149 A1 bekannt. Ein Zwischenhebel dieser Hubkolbenbrennkraftmaschine, welche ein veränderliches Verdichtungsverhältnis aufweist, ist als Querhebel bezeichnet. Der Querhebel ist an drei Stellen gelenkig mit weiteren Komponenten der Hubkolbenbrennkraftmaschine gekoppelt. Hierbei handelt es sich um Verbindungen zu einem Nebenpleuel, einem Hubzapfen einer Kurbelwelle, sowie einem Pleuel, welcher im Fall der WO 2007/057149 A1 als Pleuelstange bezeichnet ist. Die an einem Kolben der Brennkraftmaschine angelenkte Pleuelstange ist also mit der Kurbelwelle nicht direkt, sondern über den Querhebel gekoppelt. Das vom Querhebel entfernte Ende des Nebenpleuels ist mit Hilfe eines Exzenters verstellbar. Die verschiedenen Dreh- und Gelenkpunkte sowie Schwerpunkte der einzelnen Elemente der bekannten Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis sollen derart anordenbar sein, dass Trägheits- und Fliehkräfte, die beim Bewegen der einzelnen Elemente entstehen, sich derart überlagern, dass sie sich zumindest teilweise gegenseitig aufheben. Die Hubkolbenbrennkraftmaschine kann in Vierzylinder-Bauart aus- geführt sein.
Eine weitere Hubkolbenbrennkraftmaschine mit einstellbarem Verdichtungsverhältnis ist zum Beispiel aus der DE 10 2009 000 772 A1 bekannt. In diesem Fall ist die Verstellung eines Exzenters mittels einer Zahnstange vorgesehen. Eine Exzenter-Verstellung in einem Kurbeltrieb einer Brennkraftmaschine mit variabler Verdichtung ist des Weiteren in der EP 1 154 134 A2 offenbart. Weitere Beispiele von Mechanismen, die die Verstellung des Verdichtungsverhältnisses von Hubkolben- brennkraftmaschinen ermöglichen, sind zum Beispiel in der EP 1 307 642 B1 be- schrieben.
Die DE 10 2010 032 427 A1 offenbart eine Stelleinrichtung für eine Hubkolbenmaschine mit variabler Verdichtung, welche als hydraulische Stelleinrichtung ausgebildet ist. Im Fall einer aus der WO 2008/148948 A2 bekannten Vorrichtung ist zur Verstel- lung des Verdichtungsverhältnisses einer Brennkraftmaschine ein elektrohydraulischer Aktor vorgesehen.
Allgemein haben Hubkolbenbrennkraftmaschinen mit variablem Verdichtungsverhältnis gegenüber Hubkolbenbrennkraftmaschine mit konstantem Verdichtungsverhältnis den Vorteil, dass sie bei niedriger Last mit hohem Verdichtungsverhältnis und damit besonders verbrauchsgünstig und im Fall hoher Leistungsanforderung mit abgesenktem Verdichtungsverhältnis und gleichzeitiger Aufladung, typischerweise Turboaufladung, betrieben werden können.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis anzugeben, welche sich gegenüber dem genannten Stand der Technik durch ein besonders günstiges Verhältnis zwischen langfristiger Robustheit, mechanischer Präzision und fertigungstechnischem Aufwand auszeichnet.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 . Es handelt sich hierbei um eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis, die in an sich bekanntem Grundaufbau einen Exzenter umfasst, an welchem ein Nebenpleuel angelenkt ist, welcher andererseits über einen Zwischenhebel mit der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine sowie mit einem an einem Kolben der Brennkraftmaschine gelagerten Pleu- el zusammenwirkt. Erfindungsgemäß ist zur Verstellung des Exzenters ein Linearantrieb vorgesehen, der über ein Verstellpleuel mit einem Verstellarm des Exzenters gekoppelt ist. Der Linearantrieb ermöglicht eine Betätigung des Exzenters mit moderaten Kräften bei zugleich sehr guter mechanischer Präzision.
In bevorzugter Ausgestaltung handelt es sich bei dem Linearantrieb um einen Gewindetrieb. Gewindetriebe sind sowohl spielarm auslegbar als auch rationell herstellbar.
Gemäß einer ersten Variante ist der Gewindetrieb selbsthemmend ausgeführt. Dies bedeutet, dass der Gewindetrieb nicht betätigbar ist, indem durch das Verstellpleuel eine Kraft in ihn eingeleitet wird. Der selbsthemmende Gewindetrieb kann ein einfaches Bewegungsgewinde aufweisen. Das heißt, dass die Spindelmutter des Gewindetriebs unmittelbar, ohne Zwischenschaltung von Wälzkörpern, mit der Gewindespindel zusammenwirkt. Die Selbsthemmung des Gewindetriebs ist gleichbedeutend damit, dass ein einmal eingestelltes Verdichtungsverhältnis der Hubkolbenbrennkraftmaschi- ne ohne Energieversorgung des Linearantriebs konstant bleibt.
Gemäß einer zweiten Variante ist der Gewindetrieb, welcher zur Verstellung des Exzenters vorgesehen ist, nicht selbsthemmend ausgeführt. In diesem Fall handelt es sich bei dem Gewindetrieb vorzugsweise um einen Kugelgewindetrieb oder einen sonstigen Wälzgewindetrieb, welcher Wälzkörper beispielsweise Rollen, zwischen Gewindespindel und Spindelmutter aufweist. Die fehlende Selbsthemmung des Gewindetriebs hat den Vorteil, dass bei einem Ausfall der Energieversorgung des Linearantriebs der Exzenter selbsttätig eine Vorzugsstellung einnehmen kann, was mit ei- ner Normal-Einstellung des Verdichtungsverhältnisses einhergeht.
Die Steigung eines nicht selbsthemmenden Gewindetriebes ist typischerweise größer als die Steigung eines selbsthemmenden Gewindetriebs. Unter diesem Aspekt wären zur Betätigung des nicht selbsthemmenden Gewindetriebs im Vergleich zum selbsthemmenden Gewindetrieb höhere Antriebsmomente erforderlich, was jedoch durch die reibungstechnisch günstigeren Eigenschaften des nicht selbsthemmenden Gewin- detriebs teilweise ausgeglichen oder sogar überkompensiert wird. Für hohe Verstellgeschwindigkeiten ist der nicht selbsthemmende Gewindetrieb besonders geeignet. Dagegen zeichnet sich der selbsthemmende Gewindetrieb dadurch aus, dass beim Betrieb der Hubkolbenbrennkraftmaschine geringere oder sogar keinerlei Haltern o- mente, welche den Linearantrieb in konstanter Position halten, erforderlich sind. Aufgrund der gegebenen Übersetzungsverhältnisse von Gewindetrieben ist sowohl im Fall eines selbsthemmenden Gewindetriebs als auch im Fall eines nicht selbsthemmenden Gewindetriebs eine stoßartige Belastung auf den Kurbeltrieb der Hubkolbenbrennkraftmaschine ohne praktische Bedeutung für die Stabilität, Präzision und Lang- lebigkeit des Linearantriebs, welcher über den Verstellpleuel eine Verschwenkung des Verstellarms des Exzenters ermöglicht.
Der Verstellarm des Exzenters ist vorzugsweise über einen Winkel von mehr als 90° verschwenkbar. Der Verstellarm bildet zusammen mit dem Verstellpleuel und dem Li- nearantrieb ein primäres Stellgetriebe in Form eines Schubkurbelgetriebes, dem ein sekundäres Stellgetriebe nachgeschaltet ist, das letztlich den Kolben der Brennkraftmaschine verstellt. Das sekundäre Stellgetriebe umfasst den Exzenter, den Zwischenhebel und den Pleuel, welcher an dem den Brennraum begrenzenden Kolben der Brennkraftmaschine gelagert ist. Die beiden Stellgetriebe weisen spezifische Drehmomentübertragungsfunktionen auf. Jede Drehmomentübertragungsfunktion gibt dabei das Verhältnis zwischen eingeleitetem Drehmoment und Abtriebsdrehmoment des jeweiligen Stellgetriebes an. In bevorzugter Ausgestaltung weisen die Drehmomentübertragungsfunktionen beider Stellgetriebe im gesamten Verstellbereich von vorzugsweise mehr als 90 °, bezogen auf den Einstellwinkel des Verstellarms, entge- gengesetzte Krümmungen auf. Beispielsweise weist die Drehmomentübertragungsfunktion des primären Stellgetriebes ein einziges Maximum und die Drehmomentübertragungsfunktion des sekundären Stellgetriebes ein einziges Minimum auf, wobei die Extremwerte der beiden Drehmomentübertragungsfunktionen etwa in der Mitte des Verstellbereichs liegen.
Die Hintereinanderschaltung der beiden Stellgetriebe sorgt dafür, dass eine resultierende Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion, welche das Verhältnis zwischen der Kraft, die am Ausgang des sekundären Stellgetriebes erzeugt wird, und dem hierfür erforderlichen Antriebsmoment des Linearantriebs angibt, eine geringere Übersetzungsbandbreite als jede der beiden einzelnen Drehmomentübertragungsfunktionen aufweist. Insbesondere sind Ausführungsformen realisierbar, bei denen das Verhältnis zwischen erzeugter Kraft am Ausgang des sekundären Stellgetriebes und Antriebsmoment, welches in die Eingangsseite des primären Stellgetriebes eingeleitet wird, über den gesamten Verstellbereich zumindest annähernd konstant ist.
Der Linearantrieb, welcher der Verstellung des Exzenters dient, ist vorzugsweise elektrisch angetrieben. Prinzipiell ist auch ein sonstiger, beispielsweise hydraulischer, Antrieb des zur Verschwenkung des Verstellarms des Exzenters vorgesehenen Linearantriebs möglich.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand einer Zeichnung nä- her erläutert. Hierin zeigen, teilweise grob schematisiert:
Fig. 1 ausschnittsweise einen Verstellmechanismus zur Veränderung des Verdichtungsverhältnisses einer Brennkraftmaschine,
Fig. 2 ein Detail aus der Anordnung nach Fig. 1 ,
Fig. 3 eine Drehmomentübertragungsfunktion eines primären Stellgetriebes des Verstellmechanismus,
Fig. 4 eine Drehmomentübertragungsfunktion eines sekundären Stellgetriebes des Verstellmechanismus,
Fig. 5 eine resultierende Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion des Verstellmechanismus, den Zusammenhang zwischen Steigung eines Gewindes und Wirkungs grad des Verstellmechanismus,
die beiden miteinander gekoppelten Stellgetriebe des Verstellmechanismus in einem ersten Betriebszustand,
ausschnittsweise die Anordnung nach Fig. 7 in einem zweiten Betriebszustand,
ausschnittsweise die Anordnung nach Fig. 7 in einem dritten Betriebszu stand.
Die Figuren 1 und 2 sowie die Figuren 7, 8, 9 zeigen in verschiedenen, nicht maßstäb- liehen Darstellungen Merkmale eines insgesamt mit dem Bezugszeichen 1 gekennzeichneten Verstellmechanismus zur Variation des Verdichtungsverhältnisses einer Hubkolbenbrennkraftmaschine, beispielsweise in Form eines Mehrzylinder- Reihenmotors. Hinsichtlich der grundsätzlichen Funktion des Verstellmechanismus 1 wird auf den eingangs zitierten Stand der Technik verwiesen.
Der Verstellmechanismus 1 ist aus zwei hintereinander geschalteten Stellgetrieben 2, 3, nämlich einem primären Stellgetriebe 2 und einem sekundären Stellgetriebe 3, aufgebaut. Gemeinsames Element beider Stellgetriebe 2, 3 ist ein Exzenter 4, wobei eine Verschwenkung des Exzenters 4 durch einen Verstellarm 5, der dem primären Stell- getriebe 2 zuzurechnen ist, möglich ist. Am Exzenter 4 ist ein Nebenpleuel 6 angelenkt, welcher gelenkig mit einem Zwischenhebel 7 gekoppelt ist. Der Zwischenhebel 7 weist eine dreieckige Grundform auf und ist mit einer Kurbelwelle 8 an einem Kurbelzapfen 9 gekoppelt. An einem mit 10 bezeichneten Pleuelanlenkpunkt des Zwischenhebels 7, welcher die dritte Ecke des Zwischenhebels 7 darstellt, ist ein Pleuel 1 1 angelenkt. Der Pleuelanlenkpunkt 10 wird auch als unteres Pleuellager bezeichnet. Ein oberes Pleuellager ist mit 12 bezeichnet und stellt die Verbindung zu einem Kolben 13 der Brennkraftmaschine her. Die Bezeichnungen„unteres" und„oberes" Pleuellager implizieren keine Aussage über die Einbaulage.
Die Schwenkachse, um welche der Verstellarm 5 schwenkbar ist, ist mit SW bezeichnet. Der entsprechende Verstellwinkel (Fig. 3, 4, 5) ist mit V und der gesamte Verstellbereich des Verstellarms 5 mit VB bezeichnet.
Der Verstellarm 5 ist mit einem Verstellpleuel 14 gekoppelt, welcher an einem ersten Verstellpleuellagerpunkt 15 des Verstellarms 5 angelenkt ist. Ein zweiter Verstellpleu- ellagerpunkt 16 stellt eine gelenkige Verbindung zwischen dem Verstellpleuel 14 und einer Spindelmutter 17 her. Die Spindelmutter 17 ist Teil eines Linearantriebs 18, weicher weiter eine Gewindespindel 19 aufweist und als Kugelgewindetrieb ausgebildet ist. Die Gewindespindel 19 ist mit Hilfe zweier Wälzlager 20, 21 drehbar gelagert; die Spindelmutter 17 ist ausschließlich verschiebbar. Zum Antrieb der Gewindespindel 19 ist ein Elektromotor 22 vorgesehen.
Der maximale Verschiebebereich der Spindelmutter 17 ist auf den Verstellbereich VB des Verstellarms 5 abgestimmt. In Fig. 2 angedeutete, mit TP bezeichnete Totpunkte des Verstellarms 5 werden in keinem Betriebszustand des Verstellmechanismus 1 erreicht. Eine in Fig. 3 skizzierte erste Drehmomentübertragungsfunktion MDI stellt das Verhältnis zwischen dem im Verstellarm 5, das heißt am Ausgang des primären Stellgetriebes 2, wirkenden Drehmoment und dem vom Elektromotor 22 aufgebrachten und damit in der Gewindespindel 19 wirkenden Drehmoment in Abhängigkeit vom Verstellwinkel V dar. Die Drehmomentübertragungsfunktion MDI beschreibt eine Kurve mit einer Krümmung, die über den gesamten Verstellbereich VB das identische Vorzeichen aufweist. In der mit M bezeichneten Mittelstellung des Verstellarms 5 (entsprechend Fig. 8) weist die Drehmomentübertragungsfunktion MDI ein Maximum auf. An den Rändern des Verstellbereichs VB (Fig. 7, Fig. 9) ist die Drehmomentübertra- gungsfunktion MDI minimal. ln einer Darstellung analog Fig. 3 zeigt Fig. 4 die mit MD2 bezeichnete Drehmomentübertragungsfunktion des sekundären Stellgetriebes 3. In diesem Fall befindet sich ein einziges Minimum im Bereich der Mittelstellung M des Verstellarms 5, während die Drehmomentübertragungsfunktion MD2 an den Rändern des Verstellbereichs VB ma- ximal ist.
Eine mit MDG bezeichnete Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion, welche in Fig. 5 idealisiert dargestellt ist, ist das Resultat der Hintereinanderschaltung von primärem Stellgetriebe 2 und sekundärem Stellgetriebe 3. Wie anschaulich aus Fig. 5 hervor- geht, ist das zur Betätigung des Verstellmechanismus 1 vom Elektromotor 2 aufzubringende Drehmoment über den gesamten Verstellbereich VB praktisch konstant.
Die Ausbildung des Linearantriebs 18 als nicht selbsthemmender Gewindetrieb ist gleichbedeutend damit, dass dessen Wirkungsgrad η größer als 50 % ist. Die mit St bezeichnete Steigung der Gewindespindel 19 sowie der Spindelmutter 17 ist größer als bei typischen, im Maschinenbau verwendeten Schraubengeometrien. Bezogen auf das Diagramm nach Fig. 6 bedeutet dies, dass sowohl die Steigung St als auch der Wirkungsgrad η des Linearantriebs 18 im oberen Bereich liegen. Bei einem abgewandelten Linearantrieb 18, welcher ebenfalls für die Verschwenkung des Verstellarms 5 nutzbar ist, kann eine Steigung St im unteren Bereich gewählt werden, welche mit einem deutlich verminderten Wirkungsgrad η einhergeht, wie aus Fig. 6 ersichtlich ist, wobei in diesem Fall Wälzkörper im Linearantrieb 18 entfallen, das heißt ein einfaches Bewegungsgewinde vorliegt. Mit dieser modifizierten Gestaltung des Linearantriebs 18 ist das primäre Stellgetriebe 2 als selbsthemmendes Getriebe ausgebildet. Bezuqszeichenliste Verstellmechanismus
primäres Stellgetriebe
sekundäres Stellgetriebe
Exzenter
Verstellarm
Nebenpleuel
Zwischenhebel
Kurbelwelle
Kurbelzapfen
10 Pleuelanlenkpunkt
1 1 Pleuel
12 Pleuellager
3 Kolben
14 Verstellpleuel
15 Verstellpleuellagerpunkt
16 Verstellpleuellagerpunkt
17 Spindelmutter
18 Linearantrieb
19 Gewindespindel
20 Wälzlager
21 Wälzlager
22 Elektromotor η Wirkungsgrad
TP Totpunkt
VB Verstellbereich
V Verstellwinkel
M Mittelstellung
St Steigung
SW Schwenkachse
MD-I , MD2, MDG Drehmomentübertragungsfunktionen

Claims

Patentansprüche
1 . Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis, um- fassend einen Exzenter (4), an welchem ein Nebenpleuel (6) angelenkt ist, das über einen Zwischenhebel (7) mit einer Kurbelwelle (8) sowie mit einem Pleuel (1 1 ) zusammenwirkt, der an einem Kolben (13) schwenkbar gelagert ist, dadurch gekennzeichnet, dass zur Verstellung des Exzenters (4) ein Linearantrieb (18) vorgesehen ist, welcher über ein Verstellpleuel (14) mit einem Ver- stellarm (5) des Exzenters (4) gekoppelt ist.
2. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Linearantrieb (18) als Gewindetrieb ausgebildet ist.
3. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Linearantrieb (18) als selbsthemmender Gewindetrieb ausgebildet ist.
4. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Linearantrieb (18) als nicht selbsthemmender Gewindetrieb ausgebildet ist.
5. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein Wälzgewindetrieb als Gewindetrieb (18) vorgesehen ist.
6. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Gewindetrieb (18) als Kugelgewindetrieb ausgebildet ist.
7. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellarm (5) einen Verstellbereich (VB) von mehr als 90° aufweist.
8. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellarm (5) zusammen mit dem Verstellpleuel (14) und dem Linearantrieb (18) ein primäres Stellgetriebe (2) bildet, welches zum Antrieb eines zur Verstellung des Kolbens (13) vorgesehenen sekundären Stellgetriebes (3) ausgebildet ist, das den Exzenter (4) sowie den Zwischenhe- bei (7) und den Pleuel (1 1 ) umfasst, wobei Drehmomentübertragungsfunktio- nen (MD-I , MD2) der beiden Stellgetriebe (2,3) im gesamten Verstellbereich (VB) entgegengesetzte Krümmungen aufweisen.
9. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die aus den Drehmomentübertragungsfunktionen (MD-I , MD2) der beiden Stellgetriebe (2,3) resultierende Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion
(MDG) eine geringere Übersetzungsbandbreite als jede der einzelnen Drehmomentübertragungsfunktionen (MDI , MD2) aufweist.
10. Hubkolbenbrennkraftmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Linearantrieb (18) elektrisch angetrieben ist.
PCT/DE2017/100044 2016-01-26 2017-01-24 Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis Ceased WO2017129175A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102016201035.2A DE102016201035A1 (de) 2016-01-26 2016-01-26 Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis
DE102016201035.2 2016-01-26

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2017129175A1 true WO2017129175A1 (de) 2017-08-03

Family

ID=58046429

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE2017/100044 Ceased WO2017129175A1 (de) 2016-01-26 2017-01-24 Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102016201035A1 (de)
WO (1) WO2017129175A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112639266A (zh) * 2018-11-14 2021-04-09 宝马股份公司 用于改变压缩比的设备、往复活塞式内燃机和工作设备

Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1154134A2 (de) 2000-05-09 2001-11-14 Nissan Motor Company, Limited Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
EP1197647A2 (de) * 2000-10-12 2002-04-17 Nissan Motor Co., Ltd. Mechanismus für das variable Verdichtungsverhältnis einer Brennkraftmaschine
EP1307642B1 (de) 2000-08-08 2004-05-19 DaimlerChrysler AG Hubkolben-brennkraftmaschine mit variablem verdichtungsverhältnis
EP1496219A1 (de) * 2003-07-08 2005-01-12 HONDA MOTOR CO., Ltd. Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
DE102005020270A1 (de) * 2005-04-30 2006-11-09 Daimlerchrysler Ag Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
WO2007057149A1 (de) 2005-11-17 2007-05-24 Daimler Ag Hubkolbenbrennkraf tmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis
WO2008148948A2 (fr) 2007-04-16 2008-12-11 Vianney Rabhi Dispositif electrohydraulique de pilotage en boucle fermee du verin de commande d'un moteur a taux de compression variable
EP2022959A2 (de) * 2007-08-10 2009-02-11 Nissan Motor Company Limited Variable Druckverhältnisvorrichtung für einen Verbrennungsmotor
EP2055914A2 (de) * 2007-10-29 2009-05-06 Nissan Motor Co., Ltd. Mehrfachverbindungs-Motor mit variablem Verdichtungsverhältnis
JP2009209690A (ja) * 2008-02-29 2009-09-17 Nissan Motor Co Ltd 可変圧縮比内燃機関
DE102009000772A1 (de) 2009-02-11 2010-08-12 Zf Friedrichshafen Ag Einstellvorrichtung zur Einstellung des Verdichtungsverhältnisses einer Hubkolbenbrennkraftmaschine
DE102010032427A1 (de) 2010-07-28 2012-02-02 Daimler Ag Stelleinrichtung für eine Hubkolbenmaschine sowie Verfahren zum Betreiben einer solchen Hubkolbenmaschine

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014218405B3 (de) * 2014-09-15 2015-11-05 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur Herstellung einer Spindel für einen Kugelgewindetrieb, sowie eine danach hergestellte Spindel

Patent Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1154134A2 (de) 2000-05-09 2001-11-14 Nissan Motor Company, Limited Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
EP1307642B1 (de) 2000-08-08 2004-05-19 DaimlerChrysler AG Hubkolben-brennkraftmaschine mit variablem verdichtungsverhältnis
EP1197647A2 (de) * 2000-10-12 2002-04-17 Nissan Motor Co., Ltd. Mechanismus für das variable Verdichtungsverhältnis einer Brennkraftmaschine
EP1496219A1 (de) * 2003-07-08 2005-01-12 HONDA MOTOR CO., Ltd. Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
DE102005020270A1 (de) * 2005-04-30 2006-11-09 Daimlerchrysler Ag Brennkraftmaschine mit variablem Verdichtungsverhältnis
WO2007057149A1 (de) 2005-11-17 2007-05-24 Daimler Ag Hubkolbenbrennkraf tmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis
WO2008148948A2 (fr) 2007-04-16 2008-12-11 Vianney Rabhi Dispositif electrohydraulique de pilotage en boucle fermee du verin de commande d'un moteur a taux de compression variable
EP2022959A2 (de) * 2007-08-10 2009-02-11 Nissan Motor Company Limited Variable Druckverhältnisvorrichtung für einen Verbrennungsmotor
EP2055914A2 (de) * 2007-10-29 2009-05-06 Nissan Motor Co., Ltd. Mehrfachverbindungs-Motor mit variablem Verdichtungsverhältnis
JP2009209690A (ja) * 2008-02-29 2009-09-17 Nissan Motor Co Ltd 可変圧縮比内燃機関
DE102009000772A1 (de) 2009-02-11 2010-08-12 Zf Friedrichshafen Ag Einstellvorrichtung zur Einstellung des Verdichtungsverhältnisses einer Hubkolbenbrennkraftmaschine
DE102010032427A1 (de) 2010-07-28 2012-02-02 Daimler Ag Stelleinrichtung für eine Hubkolbenmaschine sowie Verfahren zum Betreiben einer solchen Hubkolbenmaschine

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112639266A (zh) * 2018-11-14 2021-04-09 宝马股份公司 用于改变压缩比的设备、往复活塞式内燃机和工作设备
US11401859B2 (en) 2018-11-14 2022-08-02 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Device for varying a compression ratio, reciprocating-piston internal combustion engine and working device
CN112639266B (zh) * 2018-11-14 2023-02-17 宝马股份公司 用于改变压缩比的设备、往复活塞式内燃机和工作设备

Also Published As

Publication number Publication date
DE102016201035A1 (de) 2017-07-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE102011116952B4 (de) Mehrgelenkskurbeltrieb einer Brennkraftmaschine sowie Verfahren zum Betreiben eines Mehrgelenkskurbeltriebs
DE10051271B4 (de) In ihrem Verdichtungsverhältnis einstellbare Kolbenbrennkraftmaschine mit integriertem Verstellaktuator
WO2012143078A9 (de) Vorrichtung zum verändern eines kompressionsverhältnisses einer hubkolben-brennkraftmaschine
WO2014019683A1 (de) Hydraulischer freilauf für brennkraftmaschine mit variablem verdichtungsverhältnis
WO2012069257A1 (de) Vorrichtung zur verminderung des spiels in einem getriebe
EP2693079A2 (de) Planetengetriebe sowie ein mit einem solchen Planetengetriebe ausgestattetes Handhabungsgerät
DE102012113200A1 (de) Variables-Verdichtungsverhältnis-Vorrichtung
DE202014004439U1 (de) Anordnung zum Antreiben einer Verstellwelle zum Verstellen des Expansionshubes und/oder des Verdichtungsverhältnisses eines Verbrennungsmotors
WO2017129175A1 (de) Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem verdichtungsverhältnis
EP3267011A1 (de) Vorrichtung zum verändern eines kompressionsverhältnisses einer hubkolben-brennkraftmaschine
WO2006117080A1 (de) Verstellvorrichtung für eine brennkraftmaschine
DE10243023A1 (de) Kolbenmaschine mit einem jeweils am Kurbelzapfen angeordneten Stellmittel zur Veränderung des Verdichtungsverhältnisses im Betrieb
DE102013019214B3 (de) Mehrgelenkskurbeltrieb einer Brennkraftmaschine sowie Verfahren zum Betreiben eines Mehrgelenkskurbeltriebs
DE102014012506B3 (de) Verfahren zum Betreiben eines Mehrgelenkskurbeltriebs für eine Brennkraftmaschine sowie entsprechender Mehrgelenkskurbeltrieb
DE102014018898A1 (de) Mehrgelenkskurbeltrieb für eine Brennkraftmaschine mit einem Exzenterwellen-Stellantrieb umfassend ein schaltbares Getriebe mit mindestens zwei verschiedenen Untersetzungsverhältnissen
DE102014201979B4 (de) Anordnung zum Antreiben einer Verstellwelle zum Verstellen des Expansionshubes und/oder des Verdichtungsverhältnisses eines Verbrennungsmotors
DE102014201981B4 (de) Anordnung zum Antreiben einer Verstellwelle zum Verstellen des Expansionshubes und/oder des Verdichtungsverhältnisses eines Verbrennungsmotors
DE102014015879B3 (de) Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine sowie entsprechende Brennkraftmaschine
DE102016003695B4 (de) Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit einer Stelleinrichtung zum Verstellen des Istverdichtungsverhältnisses sowie entsprechende Brennkraftmaschine
DE102014018525B4 (de) Mehrgelenkskurbeltrieb für eine Brennkraftmaschine mit Fail-Safe-Exzenterwellen-Feststellvorrichtung
DE102014016866B3 (de) Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine sowie entsprechende Brennkraftmaschine
DE3317830C2 (de) Brennstoff-Regeleinrichtung für einen Dieselmotor
DE102014201978B4 (de) Anordnung zum Antreiben einer Verstellwelle zum Verstellen des Expansionshubes und/oder des Verdichtungsverhältnisses eines Verbrennungsmotors
WO2012163382A1 (de) Getriebeeinrichtung, sowie stelleinrichtung mit einer solchen getriebeeinrichtung
DE102014015884B3 (de) Mehrgelenkskurbeltrieb für einen Reihenzylinderblock einer Brennkraftmaschine sowie entsprechende Brennkraftmaschine

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17705297

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17705297

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1