FORSCHUNG Ventiltrieb

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Perspektiven des vollvariablenVentiltriebs Univalve auf Basis eines 2,0-l-Ottomotors

Dieser Beitrag stellt die ersten Versuchsergebnisse eines Vierzylindermotors mit derneuen vollvariablen mechanischen Ventilsteuerung „Univalve“ dar. Sie wird vonHilite/Hydraulik-Ring für Serien-Verbrennungsmotoren entwickelt; wesentliche Un-tersuchungen werden an der Technischen Universität Kaiserslautern durchgeführt.Nur durch Änderungen an der Einlassventilseite konnte gegenüber dem ansonstenidentischen Basismotor der Verbrauch um bis zu 13 % gesenkt werden. WesentlicheMotorfunktionen wie der Drehmomentverlauf oder das Emissionsverhalten wurdenebenfalls verbessert.

Bild 1: Variationsmöglichkeiten der Ventilerhebungskurven in Kombination mit einem Nockenwellenversteller auf der EinlassventilseiteFigure 1: Variation possibilities of the valve lift curves in combination with the camphaser on the intake valve train

Die Autoren

Dipl.-Ing. Daniel Gollaschist wissenschaftlicher Mitarbeiter am Lehrstuhlfür Verbrennungsmotorender Universität Kaisers-lautern.

Prof. Dr.-Ing. Rudolf Flierl ist Leiter des Lehrstuhls fürVerbrennungskraftmaschi-nen der Technischen Uni-versität Kaiserslautern undGeschäftsführer der EntecConsulting GmbH in Hemer.

Dipl.-Ing. (FH) Andreas Knecht ist Leiter Entwicklung Motorentechnik bei der Hydraulik-Ring GmbH in Nürtingen.

Dipl.-Ing. Dirk Pohl ist Konstruktionsleiter beider Hydraulik-Ring GmbH in Nürtingen.

Prof. Dr.-Ing. Wilhelm Hannibal ist Leiter des Labors für Konstruktion und CAE-Anwendungen der Fach-hochschule Südwestfalenin Iserlohn und Geschäfts-führer der Entec ConsultingGmbH in Hemer.

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1 Einleitung

Mit variablen Ventilsteuerungen werden al-le wesentlichen Motorkenngrößen wie spe-zifischer Verbrauch, Abgasemissionen, Dreh-momentverlauf oder Höchstleistung verbes-sert. Durch den weltweit steigenden Druckauf die Automobilindustrie, Verbrennungs-motoren zu entwickeln, die deutliche Ver-brauchspotenziale für die Zukunft ermög-lichen ohne das Emissionsverhalten zu ver-schlechtern, erhalten die Verbrauchsmaß-nahmen wie vollvariable Ventilsteuerung,Direkteinspritzung oder Downsizing einehöhere Bedeutung.

Für den Ventiltrieb bedeutet dieses, dassinnovative ausbaufähige Lösungen für dieSteuerung zum Einsatz kommen. vollvaria-ble Ventilsteuerungen, die sowohl den Ven-tilhub als auch die Ventilöffnungsdauer va-riabel verändern können, werden deshalb inErgänzung zu den von BMW eingeführtenSystemen [1] bis [5] vermehrt an Serienmoto-ren erwartet. Praktikable und an Großseri-enmotoren vorhandene Lösungen weisenein mechanisches Wirkprinzip auf. Mit derKombination von Nockenwellenverstell-einrichtungen sind an modernen Verbren-nungsmotoren erhebliche Verbesserungs-potenziale zu allen motorischen Zielgrößenumsetzbar.

Die Inhalte dieses Beitrags vermitteln ei-nen Eindruck, welche Potenziale mit vollva-riablen mechanischen Ventilsteuerungendarstellbar sind. Dabei wurde Wert daraufgelegt, eine Vergleichsbasis zu schaffen, in-dem bei einem Vierzylinder-Grundmotornur die Einlassventilsteuerung auf das voll-variable System Univalve umgebaut wurde.Alle anderen Motorrandbedingungen blie-ben unverändert. Die Motorversuche zeigenden Einfluss, der allein durch die Ventilsteu-erungsmaßnahmen entsteht. Bisher sindmit der Einführung von variablen Ventil-steuerungen an neuen Motoren mehrereOptimierungsmaßnahmen zum Einsatz ge-kommen, so dass die Auswirkungen von va-riablen Steuerzeiten nicht im Detail ver-gleichbar sind.

2 Zielsetzung der Ventiltriebauslegung

Für zukünftige vollvariable Ventiltriebs-konzepte sollte um den Ventilhub möglichstvariabel gestalten zu können, die Möglich-keit der Deaktivierung von Ventilen durchdie Einstellung des Nullhubs gegeben sein.Für den Leerlaufbetrieb werden kleine Ventil-öffnungen benötigt. Sinnvoll ist eine mög-lichst kurze Öffnungsdauer von zirka 80 bis 90°KW mit einem Ventilhub von zirka 0,3 bis 0,4 mm. Die Rampenhöhe sollte aus

Toleranzgründen möglichst klein gegen-über diesem Ventilhub ausgelegt sein, damitkeine schleichende Ventilöffnungscharakte-ristik gegeben ist. Bei der Verstellung desVentilhubs während der Öffnungsphase darfdas Ventil nicht durch das Ventiltriebssys-tem geöffnet werden. Mit der Erhöhung desVentilhubs sollte gleichzeitig eine Verlänge-rung der Öffnungsdauer bis zum Maximal-hub hin auf zirka 300 °KW verknüpft sein.Der Einlassschluss sollte möglichst über ei-nen weiten Bereich mit der Hubverstellungverändert werden. Zur unabhängigen Verän-derung gegenüber dem Ventilhub empfiehltsich die Verwendung von Nockenwellenver-stellungen.

Aus Sicht der Toleranzempfindlichkeitdes Ventilhubs sollte das System möglichstwenig zusätzliche Komponenten benötigen.Im Leerlauf sind wenige Gelenkpunkte undbewegte Rollen mit den entsprechenden Rol-lenlagern zu verwenden, da zusätzliche Rol-len die Toleranzlage und die Kostensituationungünstig beeinflussen. Ein wesentlicherPunkt der Zielsetzung des vollvariablen Ven-tiltriebs ist die Einhaltung der Package-Si-tuation des Zylinderkopfs. Ein Höhenzu-wachs ist eher kritisch zu beurteilen undsollte sich in Grenzen halten.

3 System- und Funktionsbeschreibung

Die Bandbreite der Ventilöffnungscharak-teristiken mit dem System Univalve ist inBild 1 dargestellt. Der Ventilhub kann vomNullhub bis zum Maximalhub vollvariabelverändert werden. Gleichzeitig wird dieÖffnungsdauer vom Leerlaufhub mit zirka90 °KW bis zum Maximalhub hin bis aufzirka 300 °KW erhöht. Mit einer Nockenwel-lenverstellung kann die Spreizung, dasheißt die relative Winkellage von Kurbel-

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zur Nockenwelle, unabhängig davon einge-stellt werden.

Das Univalve-System baut auf einemStandard-Rollenschlepphebeltrieb für einenkonstanten Ventilhub auf, wie er an moder-nen Otto- und Dieselmotoren in Serie ist. Miteinem zusätzlichen Übertragungselement,ausgeführt als Kipphebel, sowie einem Stell-glied der Exzenterwelle wird die stufenloseVariabilität des Ventilhubs sowie der Ventil-öffnungszeit erreicht, Bild 2. Dabei werdendie Rollenschlepphebel nicht mehr direktvon der Nockenwelle angetrieben, sondernüber eine Arbeitskurve am Kipphebel. ZweiKipphebel sind paarweise zu einem Gabel-hebel über eine Achse verbunden. Die No-ckenwelle bewegt den Gabelhebel über Rol-lenkontakt in einer Kulisse. Der Gabelhebelstützt sich an einer drehbaren Exzenter-welle ab. Der Kontakt zur Exzenterwellekann als Rollenkontakt, Bild 2, oder alsGleitkontakt, Bild 3, ausgeführt werden. Zwi-schen den Kipphebeln läuft auf der Achse eine weitere Rolle, die den Gabelhebel in ver-tikaler Richtung hin in einer ortsfesten Ku-lisse auf einer Kreisbahn führt. Um diese Ab-stützgeometrie erfährt der Kipphebel seineKippbewegung um Drehpunkt an der Ex-zenterwelle. Mit Verdrehung der Exzenter-welle wird über die entsprechenden Exzen-tergeometrien der Kipphebel in seiner Lageso verändert, dass über die Arbeitskurve derVentilhub vom Nullhub bis zum maximalenVentilhub vollvariabel verstellbar ist. Zurspielfreien Anlage der Kipphebel werden zu-sätzlich Federelemente eingesetzt.

Die Arbeitskurve an den Kipphebeln wirdfortschreitend bei Drehung um den Anlenk-punkt an den Exzentern abgefahren, was zueiner Erhöhung des Ventilhubs führt. Je wei-ter sich die Rolle des Rollenschlepphebelsentlang der Arbeitskurve am Kipphebel be-wegen kann, desto größer ist der resul-tierende Ventilhub. Da die Kipphebel frei be-weglich auf der Achse gelagert sind, könnenan benachbarten Ventilen die Ventilhübefür die Realisierung von bestimmten Drall-konzepten unterschiedlich ausgeführt wer-den, wie als Beispiel in Bild 2 dargestellt. Biszum Maximalhub hin können die Ven-tilhübe wieder gleich gestaltet werden. Beidem ausgeführten Vierzylindermotor wirdder Anlenkpunkt am Kipphebel insgesamtüber eine Distanz von 3,2 mm in Richtungder Nockenwelle verschoben. Damit könnenalle Ventilhübe im Bereich von 0 mm bis 9,3 mm Vollhub realisiert werden.

Das Univalve-System wurde an mehrerenZylinderköpfen konstruktiv dargestellt [6-10]. Die Kipphebelmasse konnte dabei von50 g auf 28 g reduziert werden. Im Vergleichhierzu ist in Bild 3 ein konventioneller Rol-

lenschlepphebel mit 38 g abgebildet, umden Größenvergleich der Komponenten dar-zustellen. Die ursprüngliche Kipphebelkon-struktion, Bild 2, bestand aus einem Rollen-kontakt zur Exzenterwelle hin. Dieser wur-de ersetzt durch einen Gleitkontakt, wie erin Bild 3 zu sehen ist. Durch den Verzichtauf die Rollen sowie die zusätzlichen Ach-sen lassen sich Vorteile hinsichtlich Ge-wicht, Toleranzen und Kosten erzielen. Eskonnte eine Gewichtsreduzierung der Ga-belhebel-Baugruppe um 16 % erreicht wer-den. Hiervon wurden 6 % für die Steifigkeits-optimierung der neuen Kipphebel mit Gleit-kontakt genutzt. Insgesamt wurde die neueGabelhebelkonstruktion um 10 % leichter,was zu einer Verbesserung des dynamischenVerhaltens führt.

Die Arbeitskurve sowie die Gleitflächekönnen in einer Aufspannung bearbeitet wer-

Bild 2: Funktionsprinzip der mechanischen vollvariablen Ventilsteuerung UnivalveFigure 2: Functional principle of the mechanical fully variable valve train Univalve

Bild 3: Vergleich verschiedenerKipphebelentwicklungsstufenFigure 3: Comparison of different rocker arm development stages

Bild 4: Einbausituation des Univalve-Systems im ZylinderkopfFigure 4: Installation situation of the Univalve system in the cylinder head

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den. Damit ist die Gleitkontaktlösung kos-tengünstiger und toleranzunempfindlicher.Die Einregelung und Qualität des Leerlaufsprofitiert von dieser präzisen Fertigungs-methode, da die Unterschiede in der Zylin-derfüllung maximal ± 5 % betragen dürfen.Bei dieser Gabelhebelbaugruppe hat mannur einen zusätzlichen Kipphebel pro Ventilund hat in Summe pro Zylindereinheit nurdrei Rollen.

Bild 4 stellt die Einbausituation der He-belbaugruppe aus der Darstellung in Bild 3und den Einbau des Univalve-Systems im Zy-linderkopf dar. Der Einbau des Univalve-Sys-tems gelang innerhalb der Hüllkontur desBasis-Zylinderkopfs. Die Einlassnockenwellewurde in Richtung der Auslassnocken-welle verschoben. Die Exzenterwelle ist mitExzentern versehen, deren Geometrie inner-halb der Lagerdurchmesser liegen. Damitkann die Welle zusammen mit dem Betäti-gungsantrieb, der durch einen Elektromo-tor mit einem Übersetzungsgetriebe darge-stellt wird, als eine komplette vormontierteEinheit von einer Seite des Zylinderkopfsaus eingeführt werden, ohne dass eine ge-teilte Lagerung für die Exzenterwelle benö-tigt wird.

4 Systemauslegung

Die Ventilöffnungscharakteristik des Uni-valve-Systems entspricht dem dargestelltenVerlauf aus Bild 5. Von Nullhub bis zum Maximalhub wird die Exzenterwelle zirka100 °EW (Exzenterwinkel) bei einer maxi-malen Exzentrizität von 3,2 mm verdreht.Für die niedrigen Ventilhübe wurde eine flache Öffnungscharakteristik gewählt, umdie Laststeuerung im leerlaufnahen Be-reich feinfühlig zu gestalten. Das Univalve-System am Vierzylindermotor weist eineVentilöffnungsdauer von zirka 85 °KW imLeerlauf auf. Dabei beträgt der Ventilhubzirka 0,3 mm. Ein schleichendes Öffnender Ventile wird vermieden, da die Ram-penhöhe mit zirka 0,15 mm gering – bezo-gen auf den Maximalhub im Leerlauf – aus-gelegt wurde.

Die Beschleunigungsverlaufsauslegungder Einlassventilbewegung kann mit dem eigens entwickelten AuslegungsprogrammUnivalve-Geo für verschiedene Öffnungs-winkel in der Höhe der maximal wählbarenBeschleunigung flexibel gestaltet werden. Indem Beschleunigungsverlauf werden dieHöhe und Länge der Rampen festgelegt. Ferner wird die Höhe der Öffnungs- undSchließbeschleunigung definiert, die unab-hängig voneinander vorbestimmt werdenkann. In Bild 6 ist als Beispiel einer Ausle-gungsvariante die Schar an reduzierten be-

zogenen Einlassventilbeschleunigungen mitreduzierten Beschleunigungen zu den kür-zeren Ventilöffnungswinkeln hin darge-stellt. Aufgetragen ist die reduzierte Ventil-beschleunigung für unterschiedliche Ventil-öffnungszeiten. Mit dem Programm sindzum Beispiel auch Auslegungen mit den hö-heren reduzierten Beschleunigungen fürden mittleren Ventilhubbereich gegenüberdem Vollhubbereich möglich.

Das Programm Univalve-Geo dient zur Ki-nematikgrundauslegung der Komponentendes variablen Ventiltriebs, wobei ausgehendvom Beschleunigungsverlauf des Einlass-ventils bei Vollhub und der Geometrie derUnivalve Komponenten die Hebellängen, dieExzenterwellengeometrie, die Nockenkon-tur sowie die Arbeitskurve am Kipphebel er-mittelt werden, Bild 7. Mit dieser Softwaregelingt eine präzise Vorauslegung der Grund-geometrie, deren Kennwerte unter anderenzur Analyse der Kräfte im Ventiltrieb direktherangezogen werden.

Bevor die Ventiltriebsgeometrie für denersten Prototyp festgelegt wird, erfolgen in-tensive Mehrkörpersimulationen. Hierbeiwerden die Bauteilsteifigkeiten anhand derCAD-Geometrien mittels zusätzlicher Finite-Element-Festigkeitsanalysen ermittelt undin dem MKS-Modell berücksichtigt. DieSpannungs- und Deformationsanalyse wäh-rend der MKS-Simulation läuft mit einer ge-koppelten FEM- und Dynamiksimulation ab.Die Wahl geeigneter Auslegungsparameterund Randbedingungen aus der Dynamik-simulation, die Einhaltung von Grenzflä-chenpressungen unter Berücksichtigungrealitätsnaher dynamischer Überhöhungen,sowie die Kenntnis von Grenzwerten derVentiltriebsauslegung aus der Praxis sindGrundlage für eine erfolgreiche Mechanik-entwicklung der Ventiltriebskomponenten.Bild 8 zeigt einen Ausschritt der gekoppel-ten Festigkeits- und Dynamik Simulation ei-nes Einlassventilpaars in verschiedenenAnsichten.

Bild 5: GemesseneVentilöffnungs-charakteristik inAbhängigkeit derVerdrehung derExzenterwelleFigure 5: Meas-ured valve openingcharacteristic independence totwisting of theeccentric shaft

Bild 6: Beispiel einer Beschleunigungsauslegung des EinlassventilsFigure 6: Example of an acceleration design of the intake valve

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5 Versuchsergebnisse

Der für den Systemvergleich herangezogeneMotor ist ein 2,0-l-Vierzylindermotor mitzwei oben liegenden Nockenwellen und ei-ner um 40 °KW variablen Verstellung derEinlassnockenwelle. Versuche an mechani-schen und befeuerten Prüfständen wurdendurchgeführt. Der Basismotor ist modularaufgebaut, so dass er sich für Grundsatz-untersuchungen eignet, um zum Beispielauch die vollvariable Ventilsteuerung inKombination mit Turboaufladung oder Di-rekteinspritzug darzustellen. Wie schon er-wähnt, wurde nur der Einlassventiltrieb aus-getauscht, ohne andere Maßnahmen an derMotorgeometrie, der Kühlung oder der Luft-führung durchzuführen. Zu Beginn der Un-tersuchungen wurde der Grundmotor nacheinem Einlauf vermessen. Der Univalve-Mo-tor wurde danach auf Basis des identischenTriebwerks zunächst im Drosselbetrieb überdie Drosselklappe bei Vollhub betrieben undvermessen. Danach wurde auf den drossel-freien Betrieb gewechselt. Der Druck imSaugrohr wurde dabei analysiert, das heißt,die Drosselklappe wurde soweit geöffnet, bissich ein Druck von 0,95 bar eingestellte. Beider „voll geöffneten“ Drosselklappe wurdendann die Last und die Drehzahl des Motorsnur über die Höhe des Ventilhubs einge-stellt.

Die Einlassspreizung wurde von 128 auf54 °KW kontinuierlich verkürzt, wobei mitder Spreizung die Winkeldifferenz zwischenLadungswechsel OT und Ventilhubmaxi-mum definiert wird, Bild 9. Da dieser Be-reich von einem einzigen Nockenwellenver-steller nicht abdeckt werden kann, wurde ei-ne um 34 °KW kürzere Einlassspreizungmanuell eingestellt. Auf der Auslassseitefand analog eine Spreizungsverkürzung um

Bild 8: Mehrkörpersimulationsmodell mit gekoppelter FEM-BerechnungFigure 8: Multibody simulation model with coupled FEM calculation

Bild 9: Ladungswechselarbeit in Abhängigkeit von der Ein- und Auslassventil-spreizung bei n = 2000/min und pme = 2 barFigure 9: Load changing work in dependence of the intake and exhaust valvespreads at n = 2000 rpm and pme=2 bar

Bild 10: Verbrauchseinsparung bei n = 2000/min und pme = 2 barFigure 10: Consumption savings at n = 2000 rpm and pme = 2 bar

Bild 7: Benutzeroberfläche der Kinematikauslegung mit dem Programm Univalve-GeoFigure 7: A user interface of the kinematic design with the program Univalve-Geo

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28 °KW manuell in zwei Stufen statt, Bild 9und Bild 10. Um aus Sicherheitsgründen ei-ne Kollision bei hohen Spreizungen zu ver-meiden, wurde an der Volllast der Motordeshalb nur bis zirka 4000/min gefahren.Damit konnte zunächst ein Verstellbereichvon 79 °KW eingestellt werden. Um eine wei-tere Phasenverstellung bis zu Spreizungenvon 65 °KW darzustellen, mussten neue Kol-ben mit angepassten Ventiltaschen auf derAuslassventilseite eingebaut werden. DerMotor wurde nach dem Wiederaufbau neuvermessen.

Über den Zugriff auf das Motorsteuer-gerät ist es möglich, die Stellung der Drossel-klappe, den Phasenwinkel der Einlassno-ckenwelle sowie den Zündwinkel manuellzu variieren. Der Ventilhub kann mit Hilfeeiner elektronischen Lageregelung mit La-gerückmeldung ebenfalls manuell stufenloseingestellt werden.

In Bild 11 sind für verschiedene Betriebs-parameter die Druckverläufe für die La-dungswechselphase im p-V-Diagramm auf-getragen. Der markierte Bereich zeigt dieReduktion der Ladungswechselarbeit zwi-schen der Grundmotor- und der Univalve-Auslegung mit einem Ventilhub von VH =1,3 mm bei Lastpunkt n = 2000/min undpme = 2 bar. Die Abhängigkeit der Reduk-tion an Ladungswechselarbeit über der ein-gestellten Ein- und Auslassventilspreizungist in Bild 9 aufgetragen. Wie darin zu er-kennen ist, nimmt die Ladungswechsel-arbeit sogar im Univalve-Vollhub-Betriebmit 9,3 mm gegenüber dem Basismotorüber die gesamte Breite der Einlasssprei-zung um 3 bis 4 % ab. Dieses spiegelt sichaufgrund der dort höheren Ventiltriebsrei-bung nicht in den Verbrauchswerten wie-der, Bild 10. Die Reduktion der Ladungs-wechselarbeit macht sich ebenso in der

Hochdruckschleife bemerkbar. Die Hoch-druckarbeit sowie die Spitzendrücke neh-men dabei parallel zur Ladungswechselar-beit bei dem untersuchten Lastpunkt abund stellen den damit verbundenen niedri-geren Energieaufwand dar.

Mit der neuen Kolbengruppe im neumontierten Zustand verschlechterte sichzunächst der spezifische Verbrauch gering-fügig. Die Verkürzung der Einlassspreizungum 40 °KW mit einem Nockenwellenver-steller bringt Verbrauchsvorteile im Bereichvon 3 % mit sich, Bild 10. Über die Ventil-hubvariabilität konnten Einsparungen imKraftstoffverbrauch von zirka 10 % erzielt

werden. Diese lassen sich zum größten Teilauf die Reduzierung der Ladungswechsel-arbeit zurückführen. Über die Verkürzungder Auslassspreizung und die damit einher-gehende Vergrößerung der Ventilüber-schneidung konnte der Verbrauch ebenfallsweiter gesenkt werden. Die dadurch gestie-gene Restgasmenge im Zylinder lässt aufdie aufgetretenen Verbrauchsvorteileschließen. Aus Bild 10 ist deutlich erkenn-bar, dass die Verbrauchsverbesserungen di-rekt von der Reduktion der Ladungswech-selarbeit ab-hängen. Mit dem neuen Kolbenund mit der dann gefahrenen Auslasssprei-zung von 65 °KW bei einer Einlassventil-

Bild 11: Darstellung des Ladungswechselvorteils im drosselfreien Betrieb gegenüber dem GrundmotorFigure 11: Depiction of the load change advantage in throttle free operation in comparison to the basic engine

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spreizung von 58 °KW wurde ein Ver-brauchsvorteil bei dem Lastpunkt n =2000/min und pme = 2 bar von 13 % gemes-sen. Dabei wird die Ladungswechselarbeitvon 0,67 auf 0,43 bar reduziert, was einerSenkung um 35 % entspricht. Erst mit derneuen Kolbenbestückung und der Wahl ei-ner kleineren Spreizung ist der Vorteilnutzbar. Der Einfluss der Gemischaufberei-tung auf die Reduktion des Kraftstoffver-brauchs lässt sich an dieser Stelle nicht ein-deutig quantifizieren.

Die Darstellung in Bild 12 zeigt die Dreh-moment-Verbesserungen an der Volllast imVergleich zum Basismotor. Deutlich ist zuerkennen, dass für den Volllastverlauf nichtder Ventilvollhub benötigt wird, sondern

sich dieser durch die Kombination mehre-rer unterschiedlicher Ventilhübe erzieltwird. Die Drehmomentsteigerungen liegenhierbei im Schnitt zwischen 10 und 12 %.Damit ergibt sich ein Antriebsaggregat ge-genüber einem Motor mit konventionellemVentiltrieb, das ein erhöhtes Ansprechver-halten bei geringeren Kraftstoffverbräuchenverspricht.

In Bild 13 ist das mittlere Antriebsmo-ment der Einlassseite im Zylinderkopf überder Drehzahl aufgetragen. Bis zu einem Ven-tilhub von 4 mm liegen die Werte unter demmittleren Antriebsmoment eines Rollen-schlepphebeltriebs, das üblicherweise zirka1 bis 1,5 Nm beträgt. Für den Motorbetriebs-punkt 2000/min und 2 bar beträgt die ge-

messenen Reibmomentreduktion gegen-über einem Standardventiltrieb 35 %. BeiVentilhüben über 3 bis 4 mm steigt die Rei-bung an, die sich bei Vollhub von 9,3 mm ineinem Zuwachs von zirka 1,3 Nm nieder-schlägt. Das Haltemoment an der Exzenter-welle liegt auf dem sehr niedrigen Niveauvon 0 bis 3,2 Nm. Damit lässt sich der ver-wendete bekannte Elektromotor für eine Se-rienanwendung des Ventiltriebs Univalvenoch deutlich kompakter gestalten.

6 Zukunftsperspektiven

Mit der Univalve-Technik auf Basis des me-chanischen Wirk- und Funktionsprinzipswerden Kraftstoffverbrauchseinsparungenvon bis zu 15 % gegenüber einem Motor mitfesten Steuerzeiten angestrebt.

Durch den Einsatz des so genannten Pha-sings der Einlassventile mit unterschied-lichen Ventilhüben lassen sich ein Teil derweiteren Verbrauchsvorteile realisieren. Die-se Technik wird bei BMW an dem Valve-tronic-II-System am Sechszylindermotor inSerie eingesetzt [5].

Ähnliche Potenziale sind erzielbar, wenndie Univalve-Technik mit einer Zylinder-abschaltung kombiniert wird. Hierfür sindjedoch Maßnahmen auch auf der Auslass-ventilseite zu treffen. Dieses kann entwe-der dort durch die Verwendung von Syste-men zur Ventilstilllegung oder durch denzusätzlichen Einsatz der Univalve-Technikerfolgen.

Auch an Turbomotoren ist das Verbes-serungspotenzial zu untersuchen. Mit derstetig steigenden Leistung der Turbomoto-ren wird der Teillastanteil größer, in demdie drosselfreie Laststeuerung besonders vor-teilhaft wirkt. Auch an Dieselmotoren wur-den in den letzten Jahren intensive Grund-satzuntersuchungen durchgeführt. Derzei-tig stellen sich die Entwickler die Frage, welche Art der auf dem Markt befindlichenvariabeln Ventilsteuerungen für Dieselmoto-ren geeignet sind und zum Einsatz kommensollten [12].

Für die Motorenentwickler stellt sich fer-ner die Frage, inwieweit eine variable Ven-tilsteuerung mit nur zwei Ventilhubstellun-gen zukünftigen Anforderungen für Ver-brennungsmotoren genügt oder ob demEinsatz der vollvariablen Ventilsteuerungender Fokus der Zukunftsausrichtung gelten

Bild 12: Vergleich des Drehmoment-Volllastverhaltens zwischen dem Basismotor und dem Univalve-Betrieb mit unterschiedlichen VentilhübenFigure 12: Comparison of torque full load behaviour between the basic engine and the Univalve operation with different valve lifts

Bild 13: Mittleres Antriebsmoment der Einlassnockenwelle bei unterschiedlichen MaximalhübenFigure 13: Mean drag torque of the intake camshaft with different maximum lifts

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sollte. Mit dem Einsatz der Ventilkonturum-schaltung in Kombination mit stufenloswirkenden Nockenwellenverstellern konnteim Rahmen dieser Untersuchungen unddurch Untersuchungen an einem Einzylin-dermotor aufgrund der Konturumschal-tung mit jeweils gleichen kleinen Ventil-hüben an benachbarten Ventilen keine Ver-brauchsverbesserungen nachgewiesen wer-den [9, 11]. Lediglich das Volllastverhaltendes Motors wurde verbessert. Für reibungs-arme Rollenschlepphebelkonstruktionensind zudem den Autoren bisher keine Groß-serienlösungen für eine Konturumschal-tung bekannt. Prinzipiell könnte mit vollva-riablen Ventilsteuerungen wie dem Uni-valve-System auch eine Ventilkonturum-schaltung erfolgen. An der Exzenterwellewürde ein einfacher Aktuator für zwei Stel-lungen genügen, so dass der Systemauf-wand deutlich reduziert würde. OhneÄnderungen am Zylinderkopf wäre einespätere Aufrüstung zu einer vollvariablenVentilsteuerung modular möglich.

Damit und durch die oben genanntenZusatzoptionen erhält der vollvariable Ven-tiltrieb die besten Zukunftsperspektiven,insbesondere zur weiteren Reduzierung desKraftstoffverbrauchs bei gleichzeitiger Ver-besserung aller wesentlichen Motorfunk-tionen.

7 Zusammenfassung

Mit dem Einsatz einer vollvariablen mecha-nischen Ventilsteuerung an einem Vierzy-lindermotor konnten nur durch Änderun-gen an der Einlassventilseite gegenüberdem identischen Basismotor Verbrauchs-verbesserungen bei dem Lastpunkt n =2000/min und pme = 2 bar bis zu 13 % er-zielt werden. Die wesentlichen Motorfunk-tionen wie der maximale Drehmomentver-lauf oder die Abgasemissionsverhaltenkonnten ebenfalls deutlich verbessert wer-den. Das System wurde innerhalb des Bau-raums des vorhandenen Zylinderkopfs inte-griert. Die Ventilhübe und die Ventilöff-nungszeiten benachbarter Ventile könnenunterschiedlich ausgestaltet werden. Mitder Kombination von Nockenwellenverstell-einrichtungen sind weitere Zusatzpotenzia-le zu erwarten.

Es bleibt spannend zu beobachten, inwie-weit die auf dem Markt angebotenen Syste-me die Realisierung an Serienmotoren er-fahren. Neben der exzellenten Funktion undeiner akzeptabeln Kostensituation ist insbe-sondere eine optional ausbaufähige Lösungvon größter Bedeutung. Mit der an dieserStelle vorgestellten Univalve-Technik sinddiese Voraussetzungen gegeben.

Literaturhinweise[1] Flierl, R.; Hofman, R.; Landerl, C.; Melcher, T.; Steyer,

H.: Der neue BMW Vierzylindermotor mit Valvetro-nic. Teil 1: Konzept und konstruktiver Aufbau. In:MTZ 62 (2001), Nr. 6

[2] Liebl, J.; Poggel, J.; Klüting, M.; Missy, S.: Der neueBMW Vierzylindermotor mit Valvetronic. Teil 2: Thermodynamik und funktionale Eigenschaften. In: MTZ 62 (2001), Nr. 7/8

[3] Flierl, R.; Klüting, M.: The Third Generation of Valvetrains – New Fully Variable Valvetrains forThrottle-Free Load Control. SAE Paper 2000-01-1227,Detroit 2000

[4] Klaus, B.; Drexler, G.; Eder, T.; Eisenkoebl, M.; Luttermann, C.; Schleusener, M.: Weiterentwicklungder vollvariablen Ventilsteuerung BMW-Valvetronic.In: MTZ 66 (2005), Nr. 9

[5] Unger, H.: Valvetronic – der Beitrag zur Reduzierungder CO2-Emission des Ottomotors. Bibliothek derTechnik, Verlag Moderne Industrie, Band 263, 2004

[6] Flierl, R.: Development of a Fully Variable Valve Lift Valve Train for High Engine Revolutions. SAE Variable Valve Technology TOPTEC, September2002, Detroit MI, USA

[7] Flierl, R.; Kairies, D.; Hannibal, W.; Knecht, A.: Initial Experimental Results from an Unthrottled Load Control System for High Speeds, Using a Mechanical Fully Variable Valve Lift System. SAE Paper 2004-01-1394, Detroit 2004

[8] Flierl, R.; Gollasch, D.; Hannibal, W.; Knecht, A.;Meyer, R.: Aktueller Überblick über mechanisch variable Ventilsteuerungen und erste Versuchs-ergebnisse einer neuen mechanischen variablenVentilsteuerung für hohe Drehzahlen. Variable Ventilsteuerung II, Haus der Technik Fachbuch 32, Essen 2004, Expert Verlag, Renningen

[9] Flierl, R.; Kausch, C.; Kairies, D; Jubelt, M.;Hannibal, W.: Potential of a Mechanical Fully-Variable Valve Train. Results of Simulated andActual Engine Operation for the New Univalve-System. SAE Paper 2005-01-0768, Detroit 2005

[10] Flierl, R.; Volpert, B.; Mohr, M.; Jubelt; M.;Hannibal, W.: Dynamic simulation of MechanicalFully-Variable Valve Trains with Special Considera-tion of Component Elasticity. SAE Paper 2005-01-0767, Detroit 2005

[11] Flierl, R.; Gollasch, D.; Knecht, A; Hannibal, W.: Improvements on a Four Cylinder Gasoline EngineThrough the Fully Variable Valve Lift and TimingSystem Univalve. SAE Paper 2006-01-0223, Detroit 2006

[12] Blumenröder, K.; Buschmann, G.; Kahrstedt, J.; Sommer, A. Maiwald, O.: Variable Ventiltriebe inPkw-Dieselmotoren – Potenziale, Grenzen, und Realisierungschancen. Vortrag 27. InternationalesWiener Motorensymposium, 28.04.2006

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