Die Erfindung betrifft ein Motorrad mit einer Brennkraftmaschine, insbesondere einer Diesel-Brennkraftmaschine.

Weiters betrifft die Erfindung einen Antriebsstrang für ein Fahrzeug, insbeson¬ dere für ein Motorrad, mit einem automatisierten sequentiellen Schaltgetriebe, welches über eine Schaltwelle manuell schaltbar ist, und welches über eine Schaltkupplung mit einer Brennkraftmaschine verbindbar ist.

Die Erfindung betrifft auch eine Dekompressionseinrichtung für eine Brennkraft¬ maschine mit zumindest einem über einen Nocken einer Nockenwelle betätigten Auslassventil, mit zumindest einem im Bereich des Grundkreises des Nockens entgegen einer Rückstell kraft radial verschiebbaren Zapfen, welcher mittels eines innerhalb der hohlen Nockenwelle axial zumindest zwischen einer Motorbetriebs- stellung und einer Dekompressionsstellung mittels einer Betätigungseinrichtung axial verschiebbar angeordneten Schiebers verstellbar ist, wobei der Schieber zumindest eine Rampenfläche im Kontaktbereich des Zapfens aufweist.

Ferner betrifft die Erfindung eine Kühleinrichtung für Abgas oder Reinluft, insbe¬ sondere Abgasrückführkühler oder Ladeluftkühler für eine Brennkraftmaschine, mit einem rohrförmigen Gehäuse, welches eine Kühleinrichtung für das zu küh¬ lende, einen Gasraum des Gehäuses durchströmenden Gases aufweist, mit zu¬ mindest einem im Gehäuse angeordneten, von Kühlmittel durchströmten Kühl¬ rohr, dessen Außenmantel an den Gasraum grenzt, wobei das Gehäuse zumin¬ dest zwei Anschlüsse an das Kühlmittelsystem und zumindest zwei Gasan¬ schlüsse für das zu kühlende Gas aufweist.

Diesel-Brennkraftmaschinen sind auf dem Gebiet der einspurigen Fahrzeuge nicht allzu verbreitet. Es gibt nur wenige kleine Nischen, in denen Dieselmotoren vertreten sind. Nur eine kleine Anzahl von Diesel-Motorrädern fanden ihren Ein¬ gang in die kommerzielle Produktion. Üblicherweise sind die Dieselmotoren für die Fahrzeuge ursprünglich für stationäre Anwendungen konzipiert und wurden für die Anwendung in diesen Zweiradfahrzeugen modifiziert. Daher ist die Kon¬ zeption dieser Brennkraftmaschinen einfach und die Ausgangsleistung zu niedrig zum Einsatz in großhubigen Motorrädern.

Aus der JP 59-063323 A ist eine Diesel-Brennkraftmaschine für eine Motorrad mit zwei Einlass- und einem Auslassventil pro Zylinder bekannt. Zur Kraftstoffein- spritzung mündet ein Kraftstoffeinspritzventil in eine Vorkammer. Zur Leistungs¬ steigerung ist ein Abgasturbolader vorgesehen.

Weiters sind Zweitakt-Brennkraftmaschinen für Motorräder aus den Veröffent¬ lichungen JP 07-166997 A und JP 09-317591 A bekannt.

Weiters beschreibt der Artikel "Rückkehr der Saurier", Dirk Beuerbach, British Classic Cars 2/2004, Seiten 63 bis 67, ein Motorrad mit einer Einzylinder-Vier- takt-Diesel-Brennkraftmaschine.

Die bekannten Dieselmotorräder weisen eine relativ geringe Leistungsausbeute auf und sind diesbezüglich mit benzinbetriebenen Motorrädern nicht konkurrenz¬ fähig.

Weiters ist es bekannt, Ladeluftkühler bei Motorrädern mit aufgeladenen Brenn¬ kraftmaschinen zu verwenden. Aus der JP 02-024284 A ist ein Benzin-betriebe- nes Motorrad mit Aufladung bekannt, bei dem der Ladeluftkühler in einem zent¬ ralen Bereich über dem Kurbelgehäuse angeordnet ist. Eine effiziente Kühlung lässt sich hier allerdings nicht erreichen.

Die JP 57-079215 A beschreibt ein Motorrad mit wassergekühlter fremdgezün¬ deter Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader und einem Ladeluftkühler. Die Radiatoren für den Flüssigkeitskühler und den Ladeluftkühler sind dabei - in Fahrtrichtung gesehen - in einem Frontbereich der Brennkraftmaschine neben¬ einander angeordnet. Dies hat den Nachteil, dass sehr viel Bauraum beansprucht wird. Weiters ist aus der JP 60-240522 A ein Motorrad mit einer durch einen Ab¬ gasturbolader aufgeladenen Brennkraftmaschine bekannt, wobei ein luftgekühlter Ladeluftkühler - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich der Brennkraftma¬ schine angeordnet ist. Auch aus der JP 60-240524 A ist ein Motorrad mit einer aufgeladenen Brennkraftmaschine bekannt, wobei ein Ladeluftkühler vor dem Motor angeordnet ist.

Es ist bekannt, automatisierte manuelle, sequentiell arbeitende Schaltgetriebe bei Automobilen, etwa im Rennsport, einzusetzen, um einerseits die Gangwech¬ selintervalle möglichst kurz zu halten und andererseits den Fahrkomfort zu erhö¬ hen. Es sind dabei Aktuatoreinrichtungen für sequentielle Schaltgetriebe bekannt geworden, welche aus hydraulischen Zylindern bestehen, in welchen der Druck in Abhängigkeit der Schaltrichtung verändert wird.

Aus der WO 00/61430 Al ist ein automatischer Servomechanismus für ein se¬ quentielles Schaltgetriebe und eine Schaltkupplung bekannt, welche einen hyd¬ raulischen Aktuator zur Betätigung der Schaltkupplung aufweist. Weiters wird in der Veröffentlichung vorgeschlagen, den Gangwahlhebel automatisch mittels ei¬ nes Aktuators zu betätigen.

Die WO 01/76905 Al beschreibt elektrische Aktuatoren für Schaltkupplungen und/oder sequentielle Schaltgetriebe.

Viele aus dem Automobilbau bekannte automatisierte sequentielle Schaltgetriebe lassen sich bei Motorrädern auf Grund Ihrer Baugröße und Komplexität nicht ein¬ setzen.

Aus der EP 1 247 951 A2 ist eine Dekompressionseinrichtung mit einem inner¬ halb einer Nockenwelle angeordneten Schieber bekannt, welcher eine durch eine umlaufende Nut gebildete Rampenfläche aufweist, über die ein Zapfen im Bereich eines Nockengrundkreises radial verschoben werden kann. Der Schieber wird über einen Seilzug bewegt.

Die US 1,439,798 offenbart eine Dekompressionseinrichtung mit einem in einer Nockenwelle angeordneten Schieber, welcher im Bereich eines radial in der No¬ ckenwelle im Bereich eines Grundkreises eines Nockens angeordneten Zapfens Rampenflächen aufweist, welche auf den Zapfen einwirken. Durch Verschieben des Schiebers in Richtung der Längsachse der Nockenwelle gleitet der radiale Zapfen entlang den Rampenflächen und wird in radialer Richtung verschoben. Das Ein- und Ausfahren des radialen Zapfens erfolgt dabei zwangsgesteuert.

Die GB 603 499 A beschreibt eine Einrichtung zur Wärmerückgewinnung aus Ab¬ gas für Brennkraftmaschinen, wobei in einem Abgassammler ein durch ein Fluid durchströmter Wärmetauscher angeordnet ist.

Aus der DE 102 32 763 Al ist ein Abgasrückführkühler mit einem Wärmerohr- Wärmetauscher bekannt, wobei die Längsachse des Abgasrückführkühlers paral¬ lel zur Achse des Wärmerohres ausgerichtet ist, so dass die Abgasführung im Abgasrückführkühler im Wesentlichen axial erfolgt.

Die US 6,634,419 Bl beschreibt eine Abgaskühleinrichtung für ein Abgasrück- führsystem, wobei das Abgas in mehreren Zügen die Kühleinrichtung passiert.

Aus der EP 1 355 058 A2 ist eine Kühleinrichtung für ein dem Hauptgasstrom eines Verbrennungsmotors entnommenes Abgas bekannt, wobei der Kühler ein Rohrbündel von vom Kühlmittel durchströmten Kühlrohren aufweist, welche vom heißen Abgas umströmt werden.

Ferner ist aus der EP 0 930 429 A2 eine Vorrichtung zur Kühlung von rückge¬ führtem Abgas bekannt. Die Vorrichtung weist dabei ein Bündel von in einem Gehäuse angeordneten Rohren auf, welche vom Abgas durchströmt werden. Das Rohrbündel ist in einem vom Kühlmittel durchflossenen Raum angeordnet, so dass die Außenflächen der Rohre vom Kühlmittel umströmt werden.

Die bekannten Kühleinrichtung für Abgasrückführsysteme haben den Nachteil, dass die Kühlleistung nicht befriedigend ist und/oder dass die Kühleinrichtung relativ groß dimensioniert werden muss und somit viel Bauraum in Anspruch nimmt. Insbesondere zur Absenkung der Stickoxide ist eine gute Kühlung der rückgeführten Abgase von Bedeutung.

Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und ein dieselbetrie- benes Motorrad mit hoher Leistungsausbeute zu schaffen. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, bei einem Motorrad einen schnellen und sportlichen Gang¬ wechsel bei geringem Verschleiß der Teile im Antriebsstrang zu ermöglichen. Es ist auch Aufgabe der Erfindung, eine einfache und sicher zu betätigende Dekom- pressionseinrichtung zu schaffen. Ferner ist es Aufgabe der Erfindung, eine Ein¬ richtung zur effektiven Kühlung eines Gases bereitzustellen.

Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass die Brennkraftmaschine einen Abgasturbolader aufweist.

Vorzugsweise ist vorgesehen, dass der Abgasturbolader - in Fahrtrichtung ge¬ sehen - im Frontbereich der Brennkraftmaschine, insbesondere zwischen einem den Ventiltrieb zur Betätigung der Gaswechselventile beinhaltenden Zylinderkopf und einem Steuerkopf des Motorrads, angeordnet ist. Vorzugsweise ist vorgese¬ hen, dass die Strömungswege zwischen Auslassventil und Eintritt in die Turbine minimiert sind. Diese Anordnung hat den Vorteil, dass der Abstand zwischen den Auslassventilen und dem Eintritt in die Turbine des Abgasturboladers so klein wie möglich gehalten werden kann. Dadurch kann zusätzlich zum Abgasmassenstrom eine Impulsaufladung genutzt werden, insbesondere, wenn der Abgasturbolader direkt an die Auslasskanäle des Zylinderkopfes der Brennkraftmaschine an¬ schließt, wobei vorzugsweise die Auslasskanäle in Richtung des Turbineneintrittes des Abgasturboladers zusammenlaufend gekrümmt sind. Weiters ist es vorteil¬ haft für eine kompakte Ausführung, wenn die Achse zumindest eines Auslass¬ ventils mit einer Strömungsmittellinie des Auslasskrümmers - in einer Seitenan¬ sicht betrachtet - einen Winkel zwischen 40° und 80°, vorzugsweise zwischen 50° und 70°, besonders vorzugsweise zwischen 55° und 65°, aufspannt.

Zur Erzielung einer hohen Leistungsausbeute ist es vorteilhaft, wenn die Brenn¬ kraftmaschine ein Kraftstoffeinspritzsystem mit zumindest einer in einen Zylinder mündenden Einspritzeinrichtung zur direkten Kraftstoffeinspritzung aufweist. Di¬ rekteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschinen ermöglichen eine hohe Leistung bei günstigem Verbrauch. Eine hohe Flexibilität bei der Einspritzung lässt sich erreichen, wenn die Brennkraftmaschine ein Speichereinspritzsystem aufweist.

Der von der Einspritzpumpe des Speichereinspritzsystems bereitgestellte Ein¬ spritzdruck schwankt üblicherweise innerhalb eines Arbeitszyklus. Dadurch kann es vorkommen, dass der Einspritzdruck nicht nur drehzahlabhängig, sondern auch zylinderabhängig schwankt. Um zu große Schwankungen im Einspritzdruck zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn das Speichereinspritzsystem zumindest eine synchron mit den Einspritztakten betreibbare Einspritzpumpe aufweist. Vor¬ zugsweise ist dabei vorgesehen, dass die Drehzahl der Einspritzpumpe eine Funktion der Zylinder, des Zündabstandes und der Kurbelwellendrehzahl ist.

Für den Einsatz in großhubigen Motorrädern wird eine Motorenleistung von zu¬ mindest 100 PS bzw. 73,55 KW benötigt. Diese Anforderung kombiniert mit ei¬ nem adäquaten Hubraum von 1200 bis 1400 ccm kann mit einer turboaufgelade¬ nen Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit beispielsweise drei Zylindern erfüllt werden, wobei die Zylinder vorzugsweise in Reihe angeordnet sind.

Aus dem Diesel-Motorenbau für Personenkraftfahrzeuge sind zwar verschiedene Techniken zur Hebung der Kraftstoffumsetzung und der spezifischen Motoren¬ leistung, sowie zur Verbesserung der Schallqualität unter Reduzierung des Verbrennungsgeräusches und zur Verbesserung der Abgasqualität bekannt. Auf¬ grund der unterschiedlichen Anforderungen hinsichtlich Abmessungen, Gewicht, Kühlung, Fahrverhalten, etc. ist ein Übertragen von Motorkonzepten aus dem PKW-Bau auf Motorräder nicht möglich.

Insbesondere müssen mit Diesel-Brennkraftmaschinen angetriebene Motorräder die gesetzlichen Rahmenbedingungen für Emissionen in den vorgeschriebenen Fahrzyklen erfüllen. Wegen der im Vergleich zu Personenkraftfahrzeugen relativ geringen erforderlichen Zyklusleistung ist die Motorlast relativ gering, was gute Voraussetzungen für die Optimierung der Abgas- und Schallemissionen bietet. Um die gesetzlichen Rahmenbedingungen zu erfüllen, kann als Minimumaus¬ stattung für Diesel-Motorräder ein moduliertes, ungekühltes Abgasrückführsys- tem und ein Diesel-Oxidationskatalysator vorgesehen sein.

Weiters kann zur Unterdrückung von Rauchemissionen während Volllastphasen ein Partikelfilter vorgesehen sein.

Um insbesondere in der sogenannten "Naked-Bike-Class" eine Diesel-Brenn¬ kraftmaschine einsetzen zu können, ist neben einem ansehnlichen Motorradmo¬ tor-Design eine effektive Schallreduktion erforderlich, da äußerliche Schall¬ dämmeinrichtungen, wie Schallwände oder dergleichen, nicht zur Verfügung ste¬ hen. Die Diesel-Brennkraftmaschine ist deshalb bevorzugt flüssigkeitsgekühlt ausge¬ führt und kann - in Fahrtrichtung gesehen - im Frontbereich eine Kühlereinheit mit einem Flüssigkeitskühler und einem Ladeluftkühler aufweisen, wobei vor¬ zugsweise der Ladeluftkühler vor dem Flüssigkeitskühler angeordnet ist. Dadurch lässt sich eine effiziente Kühlung der Ladeluft erreichen, was sich vorteilhaft auf die Leistungsausbeute auswirkt. Weiters kann die Kühlereinheit einen vorzugs¬ weise unterhalb des Ladeluftkühlers angeordneten Ölkühler aufweisen.

Um mit Benzin betriebenen Motorrädern der gleichen Klasse konkurrieren zu können, ist ein ähnliches äußeres Erscheinungsbild und eine ähnliche Raum- und Gewichtsaufteilung erforderlich, da diese Faktoren großen Einfluss auf die Fahr¬ eigenschaften des Motorrades haben.

Um eine möglichst Benzinmotorrad-ähnliche Konstruktion zu erreichen, kann vorgesehen sein, dass eine mit dem Ladeluftkühler verbundene Ladeluftleitung und eine vom Zylinderkopf ausgehende Abgasleitung auf verschiedenen Seiten der Kühlereinheit angeordnet sind, wobei vorzugsweise die Ladeluftleitung und die Abgasleitung zumindest abschnittsweise zumindest annähernd symmetrisch bezüglich einer normal zur Hinterradachse ausgebildeten Motorradhochebene angeordnet sind.

Um einen schnellen sportlichen Gangwechsel bei geringem Verschleiß der Teile zu ermöglichen, ist vorgesehen, dass die Schaltwelle oder die Schaltwalze des Schaltgetriebes durch einen hydraulischen Schaltaktuator automatisch betätigbar ist.

Dabei kann vorgesehen sein, dass die Schaltwelle durch einen vorzugsweise doppelt wirkenden Schaltkolben eines hydraulischen Schaltaktuators betätigbar ist.

Die Schaltwelle kann dabei auf eine sequentielle Schaltwalze einwirken.

Alternativ dazu ist es auch möglich, dass die Schaltwalze durch einen als Flügel- zellenaktuator ausgebildeten Schaltaktuator betätigbar ist.

In einer besonders einfachen Ausführungsform ist vorgesehen, dass die Leerlauf¬ gangstufe an zumindest einem Endbereich, vorzugsweise vor der ersten Gang¬ stufe, des sequenziellen Gangstufenwählbereiches angeordnet ist. Bei einem her¬ kömmlichen manuellen Schaltgetriebe ist meist der Leerlauf zwischen erstem und zweitem Gang angeordnet, was zu einem anderen Schaltverhalten als bei den übrigen Gängen führt. Für die Auslegung des automatisierten Schaltgetrie¬ bes ist es allerdings einfacher, den Leerlauf unterhalb des ersten Ganges anzu- ordnen, da für jeden Gangwechsel gleiche Schaltwege für den Aktuator einfacher zu handhaben sind.

Der manuelle Schaltvorgang ist dem automatischen Schaltvorgang überlagerbar. Somit unterliegt dem Fahrer die entgültige Entscheidung für den Schaltvorgang.

Im Rahmen der Erfindung ist weiters vorgesehen, dass auch die Schaltkupplung automatisch und/oder manuell, und zwar vorzugsweise durch einen hydrauli¬ schen Kupplungsaktuator, betätigbar ist. Die manuelle Kupplungsbetätigung ist ebenfalls der automatischen Kupplungsbetätigung überlagerbar, um dem Fahrer größtmögliche Freiheit zu geben. Zu diesem Zweck weist der Kupplungsaktuator einen als Stufenkolben ausgebildeten Druckkolben auf, welcher vorzugsweise über eine Kupplungsausrückstange auf die Schaltkupplung einwirkt. Der Druck¬ kolben grenzt mit einer ersten Stirnfläche an einen ersten und mit einer zweiten Stirnfläche an einen zweiten Druckraum, wobei der erste Druckraum bei manu¬ eller Kupplungsbetätigung und der zweite Druckraum bei automatischer Kupp¬ lungsbetätigung mit Druck beaufschlagbar ist. Vorzugsweise ist dabei die erste Stirnfläche größer als die zweite Stirnfläche.

Um bei manueller Betätigung einen Druckausgleich zu ermöglichen, kann vorge¬ sehen sein, dass der zweite Druckraum mit einem Ausgleichsraum mit veränder¬ lichem Volumen strömungsverbunden ist.

Schaltaktuator und Kupplungsaktuator können von einer eigenen Hydraulik¬ pumpe versorgt werden. Um eine einwandfreie Funktion zu gewährleisten sollte das vorzugsweise durch Getriebe- oder Motoröl gebildete Hydrauliköl des Hy¬ drauliksystem zur Betätigung des Schaltaktuators und/oder des Kupplungsaktu- ators durch eine feinmaschige Filtereinrichtung gefiltert werden.

Das Steuerventil für den Kupplungsaktuator kann - volumsabhängig - wegge¬ steuert sein und vorzugsweise ein selbstnachstellendes Hydraulikelement zum Verschleißausgleich der Schaltkupplung aufweisen.

Um eine automatische Betätigung zu ermöglichen, sind Schaltgetriebe und Schaltkupplung durch zumindest eine elektronische Steuereinheit ansteuerbar. Besonders vorteilhaft ist es dabei, wenn die elektronische Steuereinheit einen Kupplungs-Schaltalgorithmus für das automatische Trennen und Schließen der Schaltkupplung bei einem Schaltvorgang des Schaltgetriebes aufweist. Dabei wird bei elektrischer oder manueller Betätigung der Schaltung kurzzeitig die Schaltkupplung getrennt und - in Abhängigkeit vom Motorkennfeld und der Schaltrichtung, also Schaltaktivität in Richtung höherer oder niedrigerer Über¬ setzung - nach einem vordefinierten Zeitintervall oder aber erst nach vollständi¬ gem Erreichen der Gangposition des gewünschten Ganges wieder geschlossen. Letzteres stellt die Motorbremswirkung beim Hinunterschalten sicher. Dabei kann beim Hinunterschalten automatisch kurz Zwischengas gegeben werden.

Um ein versehentliches Schalten in die Neutralposition über einer vordefinierten Fahrzeuggeschwindigkeit von beispielsweise 2 km/h zu verhindern, kann vorge¬ sehen sein, dass die elektronische Steuereinheit einen Überschaltsicherungs- Schaltalgorithmus für das Zurückschalten vom ersten Gang in die Neutralstellung aufweist.

Um ein Blockieren des Hinterrades des Motorrades beim Hinunterschalten zu verhindern, ist es vorteilhaft, wenn die elektronische Steuereinheit einen BIo- ckierverhinderungs-Schaltalgorithmus (Anti-Hopping) aufweist. Dabei wird der Drehzahlgradient am Hinterrad bei Verzögerung durch die Motorbremse durch einen Eingriff in den Antriebsstrang durch leichtes automatisches Lüften der Kupplung oder die Steuerung der Brennkraftmaschine durch Erhöhung der Kraft¬ stoffeinspritzmenge in zumindest einem Zylinder limitiert.

Weiters kann vorgesehen sein, dass die elektronische Steuereinheit einen Schnellanfahr-Schaltalgorithmus aufweist, welcher eine maximale Fahrzeugbe¬ schleunigung aus dem Stillstand ermöglicht. Dabei wird bei Bedarf ein Schnel- lanfahr-Schaltalgorithmus der elektronische Steuereinheit gestartet, welcher zu¬ mindest einen der folgende Prüfungsschritte a) bis e) vorsieht:

a) Prüfen, ob Schnellanfahrwahlschalter gedrückt ist;

b) Prüfen, ob Fahrzeug stillsteht;

c) Prüfen, ob die Brennkraftmaschine mit Leerlaufdrehzahl läuft;

d) Prüfen ob die Neutral-Gangstufe des Schaltgetriebes eingestellt ist;

e) Prüfen, ob der Gashebel in der Vollgasstellung ist.

Der Schnellanfahr-Algorithmus wird sofort beendet, wenn zumindest eine der Prüfungen a) bis e) ein negatives Ergebnis erzielt. Andernfalls wird das Motorrad automatisch, vorzugsweise unter automatischem Hochschalten der Gänge, ma¬ ximal derart beschleunigt, dass das Vorderrad stets in Kontakt mit dem Boden bleibt und/oder ein Schlupf des Hinterrades einen vordefinierten Grenzwert nicht überschreitet.

Zwischen den Schritten d) und e) kann gegebenenfalls automatisch die Schalt¬ kupplung getrennt und der erste Gang eingelegt werden.

Um zu vermeiden, dass das Vorderrad den Bodenkontakt verliert, kann beim Be¬ schleunigungsvorgang der Drehzahlgradient des Vorderrades und/oder der Fe¬ derweg des Vorderrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen werden. Bei Unterschreiten des Grenzwertes wird ein den Beschleunigungsdrehzahlgradienten des Vorderrades steigernder Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet. Es ist auch möglich, den Federweg des Vorderrades zu ermittelt und mit zumindest ei¬ nem vordefinierten Grenzwert zu vergleichen und bei Unterschreiten des Grenz¬ wertes einen den Federweg erhöhenden Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine einzuleiten.

Um ein Durchdrehen des Hinterrades zu vermeiden beziehungsweise zu limitie¬ ren, ist es vorteilhaft, wenn der Drehzahlgradient des Hinterrades beim Be¬ schleunigen ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert ver¬ glichen wird, wobei bei Überschreiten des Grenzwertes ein den Beschleunigungs¬ drehzahlgradienten des Hinterrades senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird. Zusätzlich oder alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass die Drehzahldifferenz des Vor¬ derrades und des Hinterrades ermittelt und mit zumindest einem vordefinierten Grenzwert verglichen wird, dass bei Überschreiten des Grenzwertes ein die Dreh¬ zahldifferenz senkender Eingriff in den Antriebsstrang und/oder die Steuerung der Brennkraftmaschine eingeleitet wird.

Die Art des Eingriffes kann in einfacher Weise auf Grund der Größe des ermittel¬ ten Federweg des Vorderrades ausgewählt werden. Ist der Federweg des Vor¬ derrades größer als Null, so wird die Einspritzung in zumindest einem Zylinder reduziert. Ist der Federweg des Vorderrades Null, so wird die Schaltkupplung kurzzeitig dosiert, beispielsweise unter schleifendem Öffnen, betätigt.

Im Rahmen der Erfindung kann weiters vorgesehen sein, dass in sicherheitskriti¬ schen Fahrsituationen wie Kurvenfahrten oder dergleichen, ein Gangwechsel des Schaltgetriebes durch einen Schaltverhinderungs-Schaltalgorithmus der elektro¬ nischen Steuereinheit, verhindert wird. Dadurch werden gefährliche Lastwech¬ selreaktionen während Kurvenfahrten verhindert.

Zumindest einer der Schaltalgorithmen, beispielsweise der Schaltverhinderungs- Schaltalgorithmus oder der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus sollte vom Fahrer bei Bedarf manuell aktiviert oder deaktiviert werden können.

Neben dem deutlichen Komfortgewinn hat das automatisierte Schaltgetriebe und die automatisierte Schaltkupplung den Vorteil eines verringerten Verschleißes aller Elemente im Antriebsstrang, trotz schneller und sportlicher Gangwechsel.

Das automatisierte manuelle Schaltgetriebe ist besonders für Motorräder geeig¬ net, welche mit fremd- oder selbstgezündeten Brennkraftmaschinen hoher Leis¬ tung, insbesondere mit aufgeladenen direkteinspritzenden Diesel-Brennkraft- maschinen mit Speichereinspritzsystemen, angetrieben werden. Aber auch ein Einsatz bei sogenannten SUVs (Sport Utility Vehicle) ist möglich.

Eine einfache und sicher Dekompressionseinrichtung zeichnet sich erfindungsge¬ mäß dadurch aus, dass die Betätigungseinrichtung hydraulischer oder pneumati¬ scher Art ist und einen Kolben aufweist, welcher auf den Schieber entgegen einer vorzugsweise durch eine Rückstellfeder gebildeten Rückstellkraft in axialer Rich¬ tung einwirkt. Dabei ist vorzugsweise vorgesehen, dass der Schieber durch die Feder in die Dekompressionsstellung und hydraulisch oder pneumatisch in die Motorbetriebsstellung bringbar ist.

In einer ersten Ausführungsvariante kann vorgesehen sein, dass der Kolben au¬ ßerhalb der Nockenwelle gelagert ist. Diese Variante hat den Vorteil, dass zur Betätigung des Kolbens der Betätigungseinrichtung keine umlaufenden Dich¬ tungen erforderlich sind.

Eine zweite erfindungsgemäße Ausführungsvariante sieht vor, dass der Kolben innerhalb der Nockenwelle angeordnet ist. Der Vorteil dieser Anordnung ist, dass das Axiallager der Nockenwelle durch die auf den Schieber wirkende axiale Kraft nicht zusätzlich belastet wird. In einer sehr einfachen und kompakten Aus¬ führungsvariante kann dabei vorgesehen sein, dass der Kolben mit dem Schieber fest verbunden, vorzugsweise einteilig mit diesem ausgebildet ist. Kolben und Schieber können aber auch als separate Bauteile ausgebildet sein. Die Rück¬ stellfeder des Schiebers kann entweder im Bereich des kolbenseitigen Endes des Schiebers, oder an dem Kolben abgewandten Ende des Schiebers angeordnet sein.

Die Rampenfläche des Schiebers wird gemäß einer herstellungsmäßig sehr ein¬ fachen Ausführung durch eine umlaufende Kegelfläche des Schiebers gebildet.

Um unkontrollierte Bewegungen des Schiebers zu vermeiden, ist vorgesehen, dass der Schieber drehfest, aber längs verschieblich durch einen Formschluss mit der Nockenwelle verbunden ist.

Vorzugsweise ist vorgesehen, dass zumindest eine vorzugsweise die Motorbe¬ triebsstellung definierende Endlage durch einen vorzugsweise durch die Nocken¬ welle gebildeten Anschlag für den Schieber definiert ist.

Eine einfache Kühlung eines Gases wird dadurch erreicht, dass der Gasraum von einem vom Kühlmittel durchströmten Kühlmantel umgeben ist, welcher vorzugs¬ weise mit dem Kühlrohr strömungsverbunden ist. Durch das von Kühlmittel durchströmte Kühlrohr und dem Kühlmantel kann die Kühlleistung im Vergleich zu vergleichbaren Kühleinrichtungen wesentlich erhöht werden. Eine weitere Steigerung der Kühlleistung ist dadurch möglich, dass die Kühleinrichtung ein axial in das Gehäuse eingeschobenes Bündel von kühlmitteldurchströmten Kühl¬ rohren aufweist, wobei die Außenseiten der Kühlrohre an den Gasraum des Ge¬ häuses grenzen und vom zwischen den einzelnen Zylindern ausgetauschten Gas umströmt werden.

Zur Steigerung der wärmeableitenden Flächen ist es besonders vorteilhaft, wenn im Gasraum des Gehäuses mindestens eine mit zumindest einem Kühlrohr wär¬ meleitend verbundene Kühlrippe angeordnet ist. Alternativ oder zusätzlich dazu kann vorgesehen sein, dass innerhalb zumindest eines Kühlrohres zumindest eine mit dem Kühlrohr wärmeleitend verbundene Kühlrippe angeordnet ist.

In weiterer Ausführung der Erfindung ist vorgesehen, dass die zumindest eine Kühlrippe in Richtung der Längsachse des Gehäuses schraubenartig verdrallt ist. Durch die schraubenartige Verdrallung der Kühlrippe kann die wärmeableitende Fläche weiter erhöht und der Wärmeübergang zum zu kühlenden Gas verbessert werden. Durch die Verdrallung wird überdies die Turbulenz im Gasraum bzw. im Kühlflüssigkeitsraum erhöht. Im Vergleich zu einem Kühlmantel, welcher das rohrförmige Gehäuse umfasst, kann eine deutlichte Erhöhung der Kühlleistung bewirkt werden.

Das Kühlrohr bzw. das Bündel von Kühlrohren ist vorzugsweise mit O-Ringen kühlmittelseitig abgedichtet. Gasseitig schützen Kolbenringe die O-Ringe vor di¬ rekter Beaufschlagung mit dem heißen Gas. Falls erforderlich, kann zumindest zwischen einem Kolbenring und der O-Ringdichtung eine vorzugsweise mit der Umgebung verbundene Entlastungsöffnung vorgesehen sein.

Um die Kühlrohre gegen Schwingungen zu sichern, ist vorgesehen, dass das Kühlrohr mit zumindest einer vorzugsweise durch eine Schraube gebildeten Fi¬ xiereinrichtung mit dem Gehäuse verbunden ist, wobei die Fixiereinrichtung vor¬ zugsweise im Bereich der halben Länge des Kühlrohres angeordnet ist. Durch die mittige Anordnung der Fixiereinrichtung werden Wärmedehnungen des Kühlroh¬ res auf beide Seiten der Fixiereinrichtung aufgeteilt.

Im Fall von einem Bündel von Kühlrohren ist es vorteilhaft, wenn mehrere Kühl¬ rohre mit einem Flansch verbunden und dieses gesamte Rohrpaket in das Ge¬ häuse axial eingeschoben ist. Das Gehäuse kann dabei in einen Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integriert oder eingegossen sein. Das eingeschobene Kühl¬ rohr bzw. das eingeschobene Bündel von Kühlrohren ist nur an den Enden in den Kühlkreislauf eingebunden.

Um die Herstellungskosten möglichst gering zu halten, ist es vorteilhaft, wenn das Kühlrohr ein Strangpressprofil ist. Alternativ dazu kann vorgesehen sein, dass das Kühlrohr ein hydrogeformtes dünnwandiges Blechrohr ist. Weiters ist es möglich, dass die Kühlrippen auf den Kühlrohren aufgelötet sind. Die Kühlrippen können mit dem Wärmerohr einteilig oder mehrteilig ausgeführt sein. Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 ein erfindungsgemäßes Motorrad in einer Schrägansicht von rechts; Fig. 2 das Motorrad in einer Schrägansicht von links; Fig. 3 das Motorrad in einer Seitenansicht von links; Fig. 4 das Motorrad in einer Seitenansicht von rechts; Fig. 5 das Motorrad in einer Vorderansicht; Fig. 6 das Motorrad in einer Hinteransicht; Fig. 7 das Motorrad in einer Unteransicht; Fig. 8 das Motorrad in einer Draufsicht; Fig. 9 das Detail IX aus Fig. 2; Fig. 9a eine Auslasskanalführung zum Abgasturbolader in einer Draufsicht; Fig. 9b die Auslasskanalführung von der Seite der Brennkraftmaschine; Fig. 9c die Auslasskanalführung in einer Seitenansicht; Fig. 10 das Detail X aus Fig. 4; Fig. 11 die Brennkraftmaschine des Motorrades in einer Hinteransicht; Fig. 12 die Brennkraftmaschine in einer Seitenansicht von links; Fig. 13 die Brennkraftmaschine in einer Seitenansicht von rechts; Fig. 14 die Brennkraftmaschine in einer Vorderansicht; Fig. 15 ein Getriebe des Motorrades in einer Schrägansicht; Fig. 16 das Getriebe in einer weiteren Schrägansicht; Fig. 17 einen Aktuator zur Betätigung einer Schaltkupplung des Motorra¬ des in einem Längsschnitt;

Fig. 18 ein Blockdiagramm für einen erfindungsgemäßen Schaltalgorith¬ mus;

Fig. 19 schematisch Schaltungs-Bedienungselemente für ein Motorrad;

Fig. 20 einen Schaltaktuator in einer Ausführungsvariante im Schnitt ge¬ mäß der Linie XX-XX in Fig. 21;

Fig. 21 den Schaltakuator im Schnitt gemäß der Linie XXI-XXI in Fig. 20;

Fig. 22 eine Nockenwelle einer Brennkraftmaschine im Längsschnitt mit ei¬ ner erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung;

Fig. 23 das Detail XXIII aus Fig. 22;

Fig. 24 die Nockenwelle in einem Schnitt gemäß der Linie XXIV-XXIV in Fig. 22;

Fig. 25 die Nockenwelle in einem Längsschnitt mit einer erfindungsgemä¬ ßen Dekompressionseinrichtung in einer zweiten Ausführungsva¬ riante;

Fig. 26 eine Nockenwelle in einem Längsschnitt mit einer erfindungsgemä¬ ßen Dekompressionseinrichtung in einer dritten Ausführungsvari¬ ante;

Fig. 27 eine Nockenwelle im Längsschnitt mit einer erfindungsgemäßen Dekompressionseinrichtung in einer vierten Ausführungsvariante;

Fig. 28 ein Anwendungsbeispiel für die erfindungsgemäße Dekompres¬ sionseinrichtung bei einem Ventiltrieb einer Mehrzylinder-Brenn- kraftmaschine;

Fig. 29 eine erfindungsgemäße Kühleinrichtung in einer ersten Ausfüh¬ rungsvariante in einer Seitenansicht;

Fig. 30 die Kühleinrichtung in einer Draufsicht;

Fig. 31 die Kühleinrichtung in der stirnseitigen Ansicht;

Fig. 32 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXII-XXXII in Fig. 30; Fig. 33 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXIII- XXXIII in Fig. 30;

Fig. 34 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXIV-XXXIV in Fig. 30;

Fig. 35 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXV-XXXV in Fig. 31;

Fig. 36 die Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXVI-XXXVI in Fig. 31;

Fig. 37 eine Kühleinrichtung in einer zweiten Ausführungsvariante in einer Seitenansicht;

Fig. 38 diese Kühleinrichtung in einem Schnitt gemäß der Linie XXXVIII- XXXVIII in Fig. 37 und

Fig. 39 das Detail XXXIX-XXXIX aus Fig. 37 in einer weiteren Ausfüh¬ rungsvariante.

Funktionsgleiche Teile sind in den Ausführungsvarianten zum Teil mit gleichen Bezugszeichen versehen.

Vom Motorrad 2 sind in den Figuren 1 bis 17 aus Übersichtlichkeitsgründen nur die wichtigsten Teile des Antriebsstranges und des Rahmens dargestellt. Aus dem gleichen Grund ist die Brennkraftmaschine 4 und das Getriebe 6 ohne Ge¬ häuse dargestellt.

Die Brennkraftmaschine 4 ist als Dreizylinder-Reihenmotor ausgeführt, wodurch sich hinsichtlich der Motorabmessungen, des Motorgewichtes und des thermody- namischen Verhaltens die besten Ergebnisse erzielen lassen. Für die Konzeption der Brennkraftmaschine 4 wurde bewusst eine Form und Anordnung gewählt, welche an bisherige benzinbetriebene Motorräder erinnert. Um dies zu erreichen sind die Ladeluftleitung 36 und die Abgasleitung 44 zumindest abschnittsweise zumindest annähernd symmetrisch bezüglich einer normal zur Hinterradachse ausgebildeten Motorradhochebene 3 angeordnet.

Die Brennkraftmaschine ist flüssigkeitsgekühlt und weist eine an der Front der Brennkraftmaschine 4 angeordnete Kühlereinheit 30 mit einem Flüssigkeitskühler 8 auf, welcher mit einem Ladeluftkühler 10 in sandwichartiger Bauweise kon¬ zipiert ist, wobei der Ladeluftkühler 10 - in Fahrtrichtung gesehen - vor dem Flüssigkeitskühler 8 angeordnet ist. Unterhalb des Flüssigkeitskühlers 8 und des Ladeluftkühlers 10 ist ein Ölkühler 12 vorgesehen, welcher die Motoröltempera- tur auf einem vordefinierten Niveau hält. Dies ist insbesondere dann von Bedeu¬ tung, wenn die Brennkraftmaschine 4 eine mit Öl als Kühlmittel arbeitende Kol¬ benkühlung aufweist. Die Kühlluftversorgung wird insbesondere bei Stillstand des Fahrzeuges bzw. niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten durch einen relativ gro¬ ßen Lüfter 14 hinter dem Flüssigkeitskühler 8 gewährleistet.

Ein Abgasturbolader 16 ist - in Fahrtrichtung gesehen - direkt vor dem den Steuertrieb 77 für die Gaswechselventile beinhaltenden Zylinderkopf 18, also zwischen dem rahmenfesten Steuerkopf 20 und dem Zylinderkopf 18 angeord¬ net. Diese Anordnung hat den Vorteil, dass der Abstand zwischen den Auslass¬ ventilen 22 und dem Eintritt 24 in die Turbine 26 des Turboladers 16 so klein wie möglich gehalten werden kann, um zusätzlich zum Abgasstrom eine Impulsaufla¬ dung zu nutzen. Die Turbine 26 weist vorzugsweise eine variable Turbinengeo¬ metrie auf (VTG). Der Turbolader 16 wird direkt vom Fahrtwind angeströmt und muss nur im Bereich des Zylinderkopfes 18, der Kühlereinheit 30 und des Rah¬ mens 32 des Motorrades 2 abgeschirmt werden.

Die Steuerung der VTG-Turbine 26 wird vorzugsweise durch einen elektromecha- nischen Aktuator anstelle eines üblicherweise verwendeten Unterdruck-Aktuators realisiert. Die Ölversorgung des Turboladers 16 erfolgt über die Ölgalerie des Zy¬ linderkopfes 18 des Steuertriebs 77 für die Ventilbetätigung der Hubventile.

Über dem Zylinderkopf 18 befindet sich die Luftfiltereinheit 34. Die Ladeluftlei¬ tung 36 verlässt den Ladeluftkühler 10 an dessen unteren Ende und wird zum Zylinderkopf 18 in ein nicht weiter ersichtliches Plenum geführt. Von diesem Ple¬ num ausgehende Einlassrohre führen die Ladeluft zu einer nicht weiter ersicht¬ lichen Einlassrohrverzweigung. Die Rohrlängen zwischen Ladeluftkühler 10, Ple¬ num und Einlassrohren sind vorzugsweise so dimensioniert, dass zusätzlich zur Aufladung durch den Turbolader 16 eine Resonanzaufladung zu Folge gasdyna¬ mischer Effekte genutzt werden kann.

Das Abgasrohr 44 ist direkt am Turbolader 16 angeschlossen und läuft von die¬ sem abwärts seitlich des Ladeluftkühlers 10. Unterhalb der Brennkraftmaschine 4 ist im Abgasrohr 44 ein Diesel-Oxidationskatalysator 46 angeordnet und weist annähernd ein Volumen auf, welches etwa dem Hubraum der Brennkraftma¬ schine 4 entspricht.

Der Zylinderkopf 18 weist vier Hubventile, nämlich zwei Auslassventile 22 und zwei Einlassventile 23 pro Zylinder 48 auf. Die Hubventile werden durch Rollen¬ schlepphebel 50 betätigt, um die Reibungsverluste zu vermindern und um den Abstand zwischen den Nockenwellen 52, 54 und den Auslassventilen 22 und Ein¬ lassventilen 23 trotz den relativ kleinen Ventilwinkeln (Einlassventil 2°, Auslass- ventil 3°) zu erhöhen. Dadurch können Steuerräder 56, 58 mit ausreichendem Durchmesser zur Verwirklichung eines konventionellen Steuerkettenantriebes verwendet werden.

Pro Zylinder 48 sind zwei Einlasskanäle 60 im Zylinderkopf 18 angeordnet, wobei jeweils ein Einlasskanal als Tangentialkanal und der andere Einlasskanal als Drallkanal ausgebildet ist.

Wie aus Fig. 9a hervorgeht, sind die etwa als Keramik-Portliner ausgeführte Auslasskanäle 62 in Richtung des Abgasturboladers 16 geformt, um den Abstand zwischen den Auslassventilen 22 und der Turbine 26 so klein wie möglich zu halten. Auch der an die Auslasskanäle 62 anschließende Auslasskrümmer 64 ist so geformt und gebogen, dass die kürzeste Strömungsverbindung zwischen den Ventilmitten der Auslassventile 22 und dem Turbineneintritt 24 ermöglicht wird. Die Strömungswege U-I-L2 bzw. L3 sollen also möglichst klein sein. Der Winkel α zwischen der durch die Achsen der Auslassventile 22 aufgespannten Ebene ε und der Mittelebene δ des Auslasskrümmers 64 beträgt etwa zwischen 40° und 80°, im Ausführungsbeispiel etwa 58°. Dadurch können Druckstöße vollständig und ohne Enthalpieverlust in der Turbine 26 genutzt werden. Dies verbessert das An¬ sprechverhalten des Abgasturboladers 16.

Um die Startfähigkeit der Brennkraftmaschine 4 mit einem elektrischen Motor¬ radstarter zu ermöglichen, weist die Nockenwelle 52 eine Dekompressionsein- richtung 134 auf, wie sie im Folgenden anhand der Fig. 22 bis Fig. 28 noch er¬ läutert wird.

Zur direkten Einspritzung des Diesel-Kraftstoff in die Zylinder 48 ist ein Spei¬ chereinspritzsystem 66 mit einem Common-Rail 68 vorgesehen, welches mit ei¬ nem Arbeitsdruck von etwa 1600 bar arbeitet. Das Speichereinspritzsystem 66 weist elektromagnetisch betätigbare Einspritzeinrichtungen 70 und eine Spei¬ chereinspritzpumpe 72 auf. Mit den Einspritzeinrichtungen 70 ist es möglich, zwei Voreinspritzungen, eine Haupteinspritzung und zwei Nacheinspritzungen während einer Einspritzperiode durchzuführen. Die Einspritzeinrichtungen 70 sind so an¬ geordnet, dass sie jeweils in das Zentrum jedes Zylinders 48 münden, um die besten Bedingungen für eine Einspritzung in Richtung der Kolbenmulde 74 des jeweiligen Kolbens 76 zu schaffen. Dadurch kann die Einspritzung für jeden Mo¬ torbetriebspunkt adaptiert werden.

Der Steuertrieb 77 weist eine Zahnkette 78 auf, um einen geräuscharmen Lauf zu gewährleisten. Die Zahnkette 78 wird über den Kurbeltrieb 93 mittels einer auf der rechten Seite der Brennkraftmaschine 4 angeordneten Ausgleichswelle 80 angetrieben. Auf der linken Seite der Brennkraftmaschine 4 befindet sich eine zweite Ausgleichswelle 82. Durch die geteilten Ausgleichswellen 80, 82 wird ein Momentenausgleich erster Ordnung erreicht. Die geteilte Ausführung hat den Vorteil, dass die Breite der Brennkraftmaschine 4 in diesem Bereich so klein wie möglich gehalten werden kann. Durch diese Maßnahme wird das typische Mo¬ torrad-Erscheinungsbild, wie es von benzinbetriebenen Motorrädern bekannt ist, nicht gestört. Die Ausgleichswellen 80, 82 werden unabhängig voneinander durch die Kurbelwelle 94 über verspannte Zahnräder (zur Geräuschverringerung und zur Vermeidung des "Anlagenwechsels" der Zähne) angetrieben und schließen direkt an die Zylinder 48 - in einer Seitenansicht der Brennkraftmaschine 4 be¬ trachtet - an. Um die Effektivität der Wuchtung zu erhöhen, sind Schwermetall¬ einlagen 136 in die Ausgleichsräder 81, 83 eingepresst. Weiters erlaubt diese Ausführung die Verwendung von herkömmlichen Kettenführungs- und Span¬ nungselementen 84, 86.

Der Kolben 76 weist eine für direkteinspritzende Diesel-Brennkraftmaschinen ty¬ pische Kolbenmulde 74 auf. Weiters sind im Kolbenboden 88 Ventiltaschen 90 für den Ventilfreigang im oberen Totpunkt des Kolbens 76 vorgesehen. Der Kolben 76 wird mittels eines Ölstrahles aus der Richtung des Kurbelgehäuses 92 ge¬ kühlt. Der Ölstrahl sprüht Öl in Richtung einer Öffnung an der Unterseite des Kolbens 76. Die Öffnung ist mit einer umlaufenden Ölpassage im Inneren des Kolbens 76 verbunden.

Die Kurbelwelle 94 der Brennkraftmaschine 4 ist konzipiert, um die erforderliche Drehsteifigkeit mit einem Minimum an Gewicht zu erreichen, da ein Dreizylinder- Motor frei ist von Kräften erster und zweiter Ordnung, müssen nur rotierende Komponenten an der Kurbelwelle 94 ausgeglichen werden. Die Trägheitsmo¬ mente erster Ordnung werden durch die zweigeteilte Ausgleichswelle 80, 82 und die Gegengewichte an der Kurbelwange ausgeglichen, um das Schwingungsver¬ halten der Brennkraftmaschine 4 zu verbessern. Die Massenkräfte zweiter Ord¬ nung bleiben im Ausführungsbeispiel unausgeglichen.

Lichtmaschine 97 und Starter 96 sind an der linken Seite des Kurbelgehäuses 92 im Bereich der linken Ausgleichswelle 82 angeordnet.

Der Primärantrieb 98 ist an der rechten Seite der Kurbelwelle 94 angeordnet. Die verzahnte Kurbelwange 100 bildet dabei das Antriebszahnrad 102 für ein Primär¬ antriebszahnrad 99 der Schaltkupplung 106 aus. Auf diese Weise kann die Bau¬ breite der Brennkraftmaschine 4 so klein wie möglich gehalten werden. Die rechtsseitige Ausgleichswelle 80 und das Steuerantriebsrad 104 sind dabei au¬ ßerhalb des Hauptlagers 138 angeordnet. Der Antriebsstrang für ein Fahrzeug, insbesondere für ein Motorrad, weist ein Schaltgetriebe 6 und zumindest eine Schaltkupplung 106 auf.

Zwischen dem Primärantriebszahnrad 99 des Primärantriebs 98 des Antriebs¬ strangs und der durch eine nasslaufende Mehrscheibenlamellenkupplung gebil¬ deten Schaltkupplung 106 ist ein Primärdämpfer mit mehreren Dämpfungsfedern 107 angeordnet. Die Nabe 112 des äußeren Kupplungskäfigs 114 der Schalt¬ kupplung 106 treibt Ölpumpen 116, 117 für den Motorölkreislauf und die Hy¬ draulik für die automatische Betätigung der Kupplung 106 und des Schaltgetrie¬ bes 6 unterhalb der Getriebeeingangswelle 108 an. Die Pumpen 116, 117 sind an derselben über eine Kette 111 angetriebenen Pumpenwelle 110, angeordnet. Auch die Wasserpumpe kann auf der Pumpenwelle 110 angeordnet sein.

Das Schaltgetriebe 6 ist ein automatisiertes manuelles Getriebe (AMT- Automa¬ ted Manual Transmission) mit sequentieller Schaltfolge. Dies hat den Vorteil, dass ein einfaches Schalten per Knopfdruck möglich ist. Es kann - wie bei Mo¬ torrädern üblich - als unsynchronisiertes Schaltgetriebe ausgebildet sein.

Das Getriebe 6 weist zur Schallreduzierung schrägverzahnte nichtverschiebbare Endräder 146, 148, 150 und 152 sowie hochverzahnte verschiebbare Zahnräder 154, 156, 158, 160, 162, 164, 166 und 168 auf den Getriebewellen 108, 118 auf. Auf der Getriebeeingangswelle 108 ist das dritte Gangrad 156 und das vierte Gangrad 158 als ein verschiebbares Zahnrad ausgeführt, welches den fünften Gang 154 und den sechsten Gang 160 schaltet. Auf der Getriebeaus¬ gangswelle 118 sitzen zwei separat verschiebbare Gangräder, fünfter Gang 162 und sechster Gang 168. Das verschiebbare Gangrad fünfter Gang 162 schaltet den ersten Gang 148 und den dritten Gang 164. Das verschiebbare sechste Gangrad schaltet den zweiten Gang 152 und den vierten Gang 166.

Während des Schaltvorganges wird kurz die Schaltkupplung 106 betätigt. Die Betätigung der Schaltkupplung 106 ist dabei automatisch oder manuell möglich, wobei die manuelle Betätigung der automatischen Aktivierung überlagert wird.

Die automatisierte Betätigung des Schaltgetriebes 6 erfolgt durch ein elektro- hydraulisches System mit einem hydraulischen Schaltaktuator 141. Die hydrau¬ lische Ölpumpe 117 zur Versorgung der Aktuatoren mit relativ hohem Druck kann durch die Pumpenwelle 110 angetrieben werden. Zusätzliche erforderliche Bauteile wie Druckspeicher, Drucksensor, Steuerventile und ein Potentiometer auf der Schaltwalze 170 sind der Übersichtlichkeit wegen nicht dargestellt. Der Kreislauf des hydraulischen Systems kann mit Getriebe- oder Motoröl betrieben werden. Um eine störungsfreie Funktion des Systems zu gewährleisten, ist ein nicht weiter dargestelltes feinmaschiges Metallsieb oder eine zusätzliche Filterung erforderlich.

Das Schaltgetriebe 6 samt den Gangstufen entspricht einem konventionellen manuellen Schaltgetriebe. Die Reihenfolge der Schaltstufen kann aber unter¬ schiedlich zu der eines manuellen Schaltgetriebes sein. Bei einem herkömmlichen manuellen Schaltgetriebe ist meist der Leerlauf zwischen erstem und zweitem Gang angeordnet, was zu einem anderen Schaltverhalten als bei den übrigen Gängen führt. Für die Auslegung des automatisierten Schaltgetriebes ist es aller¬ dings vorteilhafter, den Leerlauf unterhalb des ersten Ganges anzuordnen, da für jeden Gangwechsel die gleichen Schaltwege für den Aktuator 141 einfacher handhabbar sind. Beim manuellen Schalten muss sich der Fahrer allerdings die¬ ses unterschiedlichen Schaltmusters bewusst sein.

In der in den Fig. 15 und Fig. 16 dargestellten Ausführung wird die Schaltwelle 140 des Schaltgetriebes 6 durch einen Kolben 142 eines hydraulischen Betäti¬ gungszylinders 144 geschaltet, wobei wahlweise eine automatisierte oder manu¬ elle Betätigung möglich ist. Die manuelle Betätigung wird der automatisierten Betätigung überlagert. Der hydraulische Kolben 142 kann dabei einseitig gegen eine Rückstellfeder oder doppelseitig mit Öldruck betätigbar sein. Die Fig. 15 und Fig. 16 zeigen einen doppelseitig wirkenden Kolben 142. Der Wahlhebel 174, welcher etwa im Bereich der Kolbenmitte auf den Kolben 142 einwirkt, überträgt die translatorische Kolbenbewegung auf eine rotatorische Bewegung auf die Schaltwelle 140, welche - wie bei einem herkömmlichen manuellen Schaltge¬ triebe - auf die Schaltwalze 170 einwirkt. Durch zumindest eine Feder 172 wird das System in eine definierte Ausgangslage für den nächsten Gangwechsel ge¬ stellt. Dadurch kann auf einfache und kompakte Weise eine Kombination zwi¬ schen manueller und automatisierter Schaltung verwirklicht werden.

Die Figuren 20 und 21 zeigen alternativ dazu eine Ausführungsvariante, bei der der Schaltakuator 141 als Flügelzellenaktuator 143 ausgebildet ist, welcher direkt auf die Schaltwalze 170 einwirkt. Der Flügelzellenaktuator 143 weist dabei zwei Flügelzellen L, M auf, welche durch einen mit der Schaltwalze 170 drehfest ver¬ bundenen Drehkolben K getrennt sind. In die Flügelzellen L, M münden Steuer¬ leitungen 145a, 145b, welche über ein Steuerventil 145 gesteuert werden. Das Steuerventil 145 weist dabei drei Stellungen X, Y, Z auf. In der Stellung X befin¬ det sich das Steuerventil 145 in der Neutralposition, wobei die Flügelzellen L, M kurzgeschlossen sind. In dieser Stellung wird der eingelegte Gang bzw. die Neutralposition des Getriebes nicht verändert und über die auf die Schaltwalze 170 einwirkende Rasteinrichtung 171 (z.B. eine federbelastete Kugel) gehalten. Aufgrund der Kurzschlussschaltung der Flügelzellen L, M ist ein manuelles Schalten durch den Fahrer über die Schaltwelle 140 möglich. In der Stellung Y des Steuerventils 145 erfolgt ein Hinaufschaltvorgang, wobei das Hydrauliköl von der Ölpumpe 117 in die Flügelzelle M und aus der Flügelzelle L über eine nachge¬ schaltete Drossel 145c in den Tank T strömt. Über die Abstimmung der Öff¬ nungszeit des Steuerventils 145 und/oder der Drossel 145c wird ein "Überschal¬ ten" in den übernächsten Gang vermieden. In der Position Z des Steuerventils 145 erfolgt ein Hinunterschaltvorgang, wobei das Öl von der Pumpe 117 in die Flügelzelle L und aus der Flügelzelle M über eine nachgeschaltete Drossel 145c in den Tank T strömt. Auch hier wird über die Abstimmung der Öffnungszeit des Steuerventils 145 und die Nachlaufdrossel 145c ein Überschalten in den über¬ nächsten Gang vermieden. Im stromlosen Zustand wird das Steuerventil 145 in die Position X gerückt, um ein manuelles Schalten zu ermöglichen.

Das automatisierte manuelle Schaltgetriebe 6 wird am Besten zusammen mit einer automatisiert betätigbaren Schaltkupplung, besonders vorteilhaft mit einer hydraulischen Schaltkupplung 106, eingesetzt. Die hydraulische Schaltkupplung 106 ist ebenfalls sowohl automatisch, als auch manuell betätigbar, wobei die manuelle Betätigung der automatischen Betätigung überlagerbar ist. Die Schalt¬ kupplung 106 kann also wahlweise manuell durch einen herkömmlichen Kupp¬ lungshebel oder automatisch bei Drücken des Gangwechselknopfes betätigt wer¬ den.

Fig. 17 zeigt schematisch einen am Getriebegehäuse 7 angeordneten Kupplungs- aktuator 176 zur Betätigung der hydraulischen Schaltkupplung 106. Ein durch eine Feder 178 belasteter Druckkolben 180 wirkt über eine Kupplungsausrück¬ stange 182 auf die Schaltkupplung 106 ein. Ein erster Druckraum 184 zwischen dem Druckkolben 180 und dem den Druckkolben 180 aufnehmenden Druckzylin¬ der 186 kann bei manueller Kupplungsbetätigung mittels Kupplungshebel über die Leitung 188 mit Hydrauliköl beaufschlagt werden. Ein die Feder 178 aufneh¬ mender zweiter Druckraum 190 kann über ein durch eine nicht weiter darge¬ stellte elektronische Steuereinheit gesteuertes magnetisches Steuerventil 189 mit von der Hydraulikpumpe 117 zur Verfügung gestelltem Druck beaufschlagt werden. Das Steuerventil 189 ist dabei weggesteuert und weist zum Verschlei߬ ausgleich ein nicht weiter ersichtliches, selbstnachstellendes Hydraulikelement auf. Der als Stufenkolben ausgebildete Druckkolben 180 grenzt mit einer ersten Stirnfläche 185 an den ersten Druckraum 184 und mit einer zweiten Stirnfläche 191 an den zweiten Druckraum 191 Der erste Druckraum 184 wird bei manueller Kupplungsbetätigung und der zweite Druckraum 190 bei automatischer Kupp¬ lungsbetätigung mit Druck beaufschlagt. Erster und zweiter Druckraum 184, 190 können jeweils über ein Entlüftungsventil 192, 193 druckentlastet werden. Der Federraum 190 steht weiters mit einem Ausgleichszylinder 194 in Verbindung, in welchem ein über eine Feder 196 belasteter Ausgleichskolben 198 "schwimmend" gelagert ist. Mittels des Ausgleichskolbens 198 kann bei manueller Betätigung über den Kupplungshebel ein Öldruckausgleich erreicht werden. Im eingekup¬ pelten Ruhezustand liegt dabei der Ausgleichskolben 198 an der Ausgleichsfläche 199 an. Die Volumina im ersten Druckraum 184 und im zweiten Druckraum 190 und im Ausgleichsraum 200 sind aufeinander abgestimmt.

Die Regelung der Steuerventile für die Aktuatoren erfolgt mittels zumindest einer elektronischen Steuereinheit. Die Steuereinheit kann dabei mehrere Schaltalgo¬ rithmen aufweisen, welche die Fahrsicherheit, den Fahrkomfort oder den Fahr¬ spaß steigern.

Ein Kupplungs-Schaltalgorithmus ermöglicht das automatische Trennen und Schließen der Schaltkupplung 106 bei einem Schaltvorgang. Bei einem elektri¬ schen, automatischen oder manuellen Schaltvorgang wird kurzzeitig die Schalt¬ kupplung hydraulische gelöst. In Abhängigkeit vom Motorkennfeld und der Schaltrichtung (Hinauf- oder Hinunterschalten) wird nach einer vordefinierten Zeit oder nach dem vollständigen Erreichen der gewählten Gangposition die Schaltkupplung 106 wieder geschlossen. Dadurch wird beispielsweise beim Hin¬ unterschalten die Motorbremswirkung sichergestellt. Während des Hinunter¬ schaltens kann automatisch kurz Zwischengas gegeben werden.

Weiters kann ein Überschaltsicherungs-Schaltalgorithmus (Fail safe) für das Zu¬ rückschalten vom ersten Gang in die Neutralstellung vorgesehen sein, um ein versehentliches Schalten in die Neutralposition über einer vordefinierten Fahr¬ zeuggeschwindigkeit von beispielsweise 2 km/h zu verhindern.

Zusätzlich kann die Steuereinheit einen als "Anti-Hopping" bekannten Blockier- verhinderungs-Schaltalgorithmus vorsehen, um ein Blockieren des Antriebsrades beim Hinunterschalten zu verhindern. Dabei wird der Drehzahlgradient am Hin¬ terrad bei Verzögerung durch die Motorbremse limitiert, wenn die Hinterrad¬ bremse nicht betätigt wird. In Abhängigkeit des Drehzahlgradienten wird die Kraftstoffeinspritzmenge zumindest in einem Zylinder erhöht oder die Schalt¬ kupplung 106 automatisch dosiert gelüftet.

Um ein Schnellanfahren des Motorrades mit maximaler Beschleunigung aus dem Stillstand zu ermöglichen, kann weiters ein Schnellanfahr-Schaltalgorithmus vor¬ gesehen sein. Der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus ist schematisch in Fig. 4 dar¬ gestellt. Er funktioniert nur, wenn folgende Bedingungen 200, 202, 204, 206 er¬ füllt sind:

a) der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus-Schalter ist betätigt - Bezugszeichen 200; b) das Fahrzeug steht still, die Raddrehzahlsignale sind gleich null - Bezugszei¬ chen 202;

c) die Brennkraftmaschine läuft mit Leerlaufdrehzahl - Bezugszeichen 204;

d) am Schaltgetriebe ist der Neutral-Gang eingelegt - Bezugszeichen 206;

Wenn die Bedingungen 200, 202, 204, 206 erfüllt sind, wird im Schritt 208 die Schaltkupplung 106 automatisch getrennt und der erste Gang eingelegt. Sodann wird in Schritt 210 abgefragt, ob - innerhalb eines vordefinierten Zeitfensters - der Gashebel in die Vollgasstellung gebracht wird. Ist nur eine der Bedingungen 200, 202, 204, 206 erfüllt oder wird der Gashebel nur in einer Zwischenstellung oder innerhalb des Zeitfensters gar nicht betätigt wird, so wird der Schnellan- fahr-Schaltalgorithmus abgebrochen, wobei die Steuerung wieder in den früheren oder einen voreingestellten automatischen Schaltmodus 214 zurückkehrt. Ist die Bedingung "Vollgasstellung des Gashebels" 210 erfüllt, so wird in Schritt 212 die Schaltkupplung 106 automatisch eingerückt, wodurch der eigentliche Anfahrvor¬ gang des Motorrades beginnt.

Im folgenden wird zumindest einer der Regelkreise 220, 230 oder 240 durchge¬ führt, um eine maximale Beschleunigung mit optimaler Traktion zu erreichen.

Der Regelkreis 220 sorgt für die ausreichende Bodenhaftung und Spurführung des Vorderrades des Motorrades. Dabei wird in Schritt 222 geprüft, ob der bei¬ spielsweise über den Radsensor des Antiblockiersystems (ABS) ermittelte Beschleunigungs-Drehzahlgradient des Vorderrades positiv ist. Wenn ja, wird der Vollgasbeschleunigungsvorgang 216 fortgesetzt, beziehungsweise der Regelkreis 230 durchgeführt. Wenn der Drehzahlgradient des Vorderrades negativ ist, wird ein den Beschleunigungs-Drehzahlgradienten des Vorderrades steigernder Ein¬ griff in den Antriebsstrang 226 oder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraft¬ maschine 228 vorgenommen. Für die Wahl Art des Eingriffes wird der Federweg 224 des Vorderrades herangezogen. Ist dieser größer null, so wird beispielsweise durch Reduzieren der Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine vorgenommen. Ist der Federweg null, so wird durch zumindest teilweises Trennen der Schaltkupplung 106 ein Eingriff in den Antriebsstrang vorgenommen.

Der Regelkreis 230 dient zur Optimierung der Traktion am Hinterrad des Motor¬ rades bei maximaler Beschleunigung. Dabei wird in Schritt 232 geprüft, ob der beispielsweise über den Radsensor des Antiblockiersystems (ABS) ermittelte Beschleunigungs-Drehzahlgradient des Hinterrades innerhalb eines vordefinierten erlaubten Bereiches liegt. Wenn ja, wird der Vollgasbeschleunigungsvorgang 216 fortgesetzt, beziehungsweise der Regelkreis 240 durchgeführt. Wenn der Dreh- zahlgradient des Hinterrades bei Beschleunigung über einem vordefinierten Grenzwert liegt, wird ein den Beschleunigungs-Drehzahlgradienten des Hinterra¬ des senkender Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine 234 vorgenom¬ men.

Alternativ oder zusätzlich zu den Regelkreisen 220 und 230 kann der Regelkreis 240 durchgeführt werden, um zu Prüfen, ob die Bedingungen für eine ausrei¬ chende Spurführung des Vorderrades und eine optimale Traktion am Hinterrad erfüllt sind. Dabei werden die beispielsweise über Radsensoren des Antiblockier- systems (ABS) ermittelten Drehzahlen des Vorderrades 242 und des Hinterrades 243 miteinander verglichen. Liegt die Drehzahldifferenz innerhalb eines erlaubten Bereiches für den Schlupf unter Berücksichtigung des erlaubten Schlupfes am Hinterrad, so wird die Volllastbeschleunigung 216 fortgesetzt. Wenn nicht, wird ein die Drehzahldifferenz zwischen Hinterrad und Vorderrad senkender Eingriff in den Antriebsstrang 246 oder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftma¬ schine 248 vorgenommen. Für die Wahl Art des Eingriffes wird der Federweg 244 des Vorderrades herangezogen. Ist dieser größer null, so wird beispielsweise durch Reduzieren der Einspritzmenge in zumindest einen Zylinder ein Eingriff in die Steuerung der Brennkraftmaschine vorgenommen. Ist der Federweg null, so wird durch zumindest teilweises Trennen der Schaltkupplung 106 ein Eingriff in den Antriebsstrang vorgenommen.

Der Ausgangswert für den Schlupf-Grenzwert des Hinterrades bei maximaler Be¬ schleunigung liegt bei etwa 20%. Mittels eines Fahrzeugbeschleunigungssensors kann eventuell der Schlupf-Grenzwert auf die tatsächlichen momentanen Rei¬ bungsverhältnisse angepasst werden.

Weiters kann die elektronische Steuereinheit einen Notlauf-Schaltalgorithmus (Limp home) beinhalten, der bei Ausfall der automatischen Steuerung des Schaltgetriebes 6 und/oder der Schalkupplung 106 ein manuelles Schalten er¬ möglicht. Der Kupplungsaktuator 176 und/oder der Schaltaktuator 141 wird da¬ bei drucklos manuell geschalten, wenn die entsprechenden Schaltventile 189 stromlos sind.

Um Schaltmanöver in der Schräglage (Kurvenfahrt) des Motorrades zu unterbin¬ den, kann ferner ein Schaltverhinderungs-Schaltalgorithmus (Hold Mechanismus) in der elektronischen Steuereinheit vorgesehen sein. Dieser wird beispielsweise per Knopfdruck durch den Fahrer bei Kurvenfahrten aktiviert, wodurch im auto¬ matischen Schaltmodus ein Schalten während der Schräglage verhindert wird. Alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass die Schräglage des Motorrades über Lagesensoren selbsttätig ermittelt und der Schaltverhinderungs-Schaltalgo- rithmus selbsttätig ab einer vordefinierten Schräglage des Motorrades aktiviert wird. Dadurch können sicherheitskritische Fahrzustände in Folge durch Lastwech¬ selreaktionen bei Kurvenfahrten in Folge eines Schaltvorganges vermieden wer¬ den.

Die Fig. 19 zeigt rein schematisch die Anordnung von Bedienungselementen an einem Motorradlenker 250. Die linke Seite des Motorradlenkers ist mit 252, die rechte Seite mit 254 bezeichnet. Auf der linken Seite 252 befindet sich der ma¬ nuelle Kupplungshebel 256, die Lichtschalter 258 und Fahrtrichtungsanzeiger 260 und ein Hubknopf 262. Weiters befinden sich in Daumenreichweite des Motor¬ radfahrers Schaltknöpfe 264 und 266 zum Hinauf- und Hinunterschalten per Tastendruck, sowie ein Schaltknopf 268 zum Aktivieren des Schaltverhinderungs- Algorithmus. Der Automatische Schaltmodus kann über den Wahlschalter 270 aktiviert bzw. deaktiviert werden. Der Schnellanfahr-Schaltalgorithmus wird durch Drücken des Schnellanfahr-Schaltalgorithmus-Schalters 272 aktiviert.

Auf der rechten Seite 254 des Motorradlenkers 250 befindet sich in gewohnter Weise der Gasdrehgriff 274 und der Bremshebel 276 zur Betätigung der Vorder¬ radbremse des Motorrades, sowie ein Startknopf 278 zur Betätigung des Elektro- starters und ein Abstellknopf 280 zum Abstellen der Brennkraftmaschine.

Neben dem deutlichen Komfortgewinn hat das automatisierte Schaltgetriebe 6 und die automatisierte Schaltkupplung 106 den Vorteil eines verringerten Ver¬ schleißes aller Elemente im Antriebsstrang, trotz schneller und sportlicher Gang¬ wechsel.

Weiters wird durch die Nabe 112 des äußeren Kupplungskäfigs 114 die über der Getriebeeingangswelle 108 positionierte Speichereinspritzpumpe 72 betätigt. Dies hat den Vorteil, dass der Steuertrieb 77 nicht zusätzlich durch den Antrieb der Kraftstoffpumpe belastet wird, was sich vorteilhaft auf den Ungleichförmig- keitsgrad auswirkt. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel wurde das gesamte Übersetzungsverhältnis zwischen Kurbelwelle 94 und Speichereinspritzpumpe 72 mit 2 ausgelegt, was typisch für eine Kraftstoffeinspritzpumpe mit drei radialen Kolben für eine Dreizylinder-Brennkraftmaschine ist.

Ein - nicht weiter dargestellter - Zylinderblock und ein oberes Getriebegehäuse sind in eine nicht weiter ersichtliche obere Kurbelgehäuseeinheit integriert. Diese obere Kurbelgehäuseeinheit besteht aus Aluminium mit eingegossenen Grau¬ gusszylinderbuchsen. Alle Hauptwellen wie Kurbelwelle 94, Getriebeeingangs¬ welle 108, Getriebeausgangswelle 118, sind in einer horizontalen Teilungsebene 126 zwischen der oberen Kurbelgehäuseeinheit und einem an diese anschließen¬ den, nicht weiter dargestellten Leiterrahmen angeordnet. Diese Anordnung ver¬ einfacht den Fertigungs- und Montagevorgang der Brennkraftmaschine 4. Fig. 22 zeigt eine Nockenwelle 302 für eine Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit Nocken 303 für nicht weiter dargestellte Gaswechselventile.

Um den Startvorgang zu erleichtern, ist eine Dekompressionseinrichtung 304 vorgesehen, welche für zumindest einen Nocken 303 pro Zylinder, beispielsweise zur Betätigung eines Auslassventils, einen radial im Bereich des Grundkreises 306 verschiebbar in der Nockenwelle 302 gelagerten Zapfen 308 aufweist. Der Zapfen 308 wird durch eine Feder 310 belastet und gegen den innerhalb der hohl ausgeführten Nockenwelle 302 angeordneten Schieber 312 gepresst. Der Schie¬ ber 312 ist innerhalb der Nockenwelle 302 über eine Formschlussverbindung 314 mit dieser in Richtung der Achse 316 der Nockenwelle 302 verschiebbar gelagert, wobei die Formschlussverbindung 314 bewirkt, dass der Schieber 312 sich mit der Nockenwelle 302 mitdreht. Die Formschlussverbindung 314 wird beispiels¬ weise durch eine Nut 318 in der Nockenwelle 302 und einen Steg 320 des Schie¬ bers 312 gebildet. Der Schieber 312 weist eine im Ausführungsbeispiel durch eine Kegelfläche 322 gebildete Rampenfläche 324 mit geringer Steigung auf, welche bewirkt, dass der Zapfen 308 bei axialer Verschiebung des Schiebers 312 die Kegelfläche 322 entlang gleitet und somit radial innerhalb des Nockens 303 verschoben wird. Wenn der Zapfen 308 den Grundkreis 306 überragt, so wird das entsprechende Auslassventil außerhalb der Auslassphase geöffnet und somit der Zylinder dekomprimiert.

Der Schieber 312 wird über eine hydraulische oder pneumatische Betätigungs¬ einrichtung 326 verschoben. Die Betätigungseinrichtung 326 weist einen Kolben 328 auf, der innerhalb eines Zylinders 330 in Richtung der Achse 316 der Nockenwelle 302 axial verschoben werden kann. Der Kolben 328 grenzt an einen Druckraum 332, welcher mit einer Druckleitung 334 in Verbindung steht. Über die Druckleitung 334 wird der Druckraum 332 beispielsweise mit Hydrauliköl, Motoröl oder Druckluft beaufschlagt.

Der Schieber 312 wird über eine Feder 336 in Richtung einer Endlage, vorteil¬ hafterweise in Richtung der Dekompressionsstellung, belastet. Die Rückstellfeder 336 kann dabei im Bereich des kolbenseitigen Endes 38 des Schiebers 312 ange¬ ordnet sein, wie in den Fig. 22, Fig. 23, Fig. 25 und Fig. 27 dargestellt ist. Fig. 26 zeigt dagegen eine weitere Ausführungsvariante, bei der die Rückstellfeder 336 im Bereich des dem Kolben 328 abgewandten Endes 340 angeordnet ist.

Der Schieber 312 wird durch den Kolben 328 entgegen der Kraft der Rückstell¬ feder 336 in die Betriebsstellung des Motors geschoben. Die Endlage der Motor¬ betriebsstellung kann dabei durch einen durch die Nockenwelle 302 gebildeten Anschlag 342 definiert sein, wie in Fig. 25 dargestellt ist. Die Fig. 22 bis Fig. 25 zeigen Ausführungen, bei denen der Kolben 328 im Gehäuse 344, etwa dem Ventilgehäuse, axial verschiebbar, aber drehfest gelagert ist, so dass der Kolben 328 sich nicht mit der Nockenwelle 302 mitdreht. Dadurch können umlaufende Abdichtungen vermieden werden.

Fig. 27 zeigt eine Ausführungsvariante, bei der der Kolben 328 und der Druck¬ raum 332 in die Nockenwelle 302 integriert ist. Der Kolben 328 kann dabei ins¬ besondere einstückig mit dem Schieber 312 ausgeführt sein. Über eine Ringnut 346 steht der Druckraum 332 mit einer Druckleitung 334 in Verbindung. Gegen¬ über der in den Fig. 22 bis Fig. 25 dargestellten Ausführung hat diese Aus¬ führungsvariante den Vorteil, dass keine zusätzlichen axialen Kräfte auf das Axi¬ allager der Nockenwelle 302 einwirken.

Fig. 28 zeigt ein Einbaubeispiel für die Dekompressionseinrichtung 304 bei einer Mehrzylinder-Brennkraftmaschine mit einer Nockenwelle 302 für Auslassventile 348 und einer Nockenwelle 350 für Einlassventile 352. Mit Bezugszeichen 354 sind die zu einem Abgasturbolader 356 führenden Auslasskanäle bezeichnet. Für jeweils ein Auslassventil 348 pro Zylinder weist die Dekompressionseinrichtung 304 einen Zapfen 308 auf.

Wenn die Brennkraftmaschine abgestellt wird, nimmt der Öldruck in der Druck¬ leitung 334 ab und der Schieber 312 wird innerhalb der Nockenwelle 302 durch die Rückstellfeder 336 gegen den Kolben 328 gepresst und nimmt somit die in den Fig. 22, Fig. 23 und Fig. 25 dargestellte Dekompressionslage ein. Gleichzeitig wird der Zapfen 308 durch die Rampenfläche 324 radial entgegen der Feder 310 nach außen gedrückt, so dass der Zapfen 308 den Grundkreis 306 des Nockens 303 überragt.

Beim Starten der Brennkraftmaschine befindet sich der Schieber 312 vorerst in der Dekompressionsstellung, wobei das durch den Zapfen 308 angesteuerte Aus¬ lassventil 348 während des Dekompressionshubes vor dem oberen Totpunkt ge¬ öffnet wird. Dadurch kann ein relativ kleiner elektrischer Starter und ein relativ kleines Schwungrad verwendet werden. Wenn die Drehzahl der Brennkraftma¬ schine eine gewisse Höhe erreicht, überschreitet der Öldruck einen vorbestimm¬ ten Wert, wodurch der Kolben 328 entgegen der Kraft der Rückstellfeder 336 in die in Fig. 26 dargestellten Motorbetriebslage gedrückt wird. Dabei gleitet der Zapfen 308 entlang der Rampeneinrichtung 324 hinunter und wird dabei durch die Feder 310 in das Innere der Nockenwelle 302 gedrückt, so dass der Zapfen 308 zur Gänze innerhalb des Grundkreises 306 zu liegen kommt. Das entspre¬ chende Auslassventil wird nun nicht mehr während der Kompressionsphase ge¬ öffnet, wodurch das volle Kompressionsverhältnis für den normalen Motorbetrieb zur Verfügung steht. Die Betätigungseinrichtung 326 kann in einfacher Weise durch Motoröl versorgt werden und ist damit selbsttätig wirksam.

Durch die Versorgung mit Öldruck erfüllt die Dekompressionseinrichtung 304 auch eine Sicherheitsfunktion. Sobald der Motoröldruck einen kritischen Wert un¬ terschreitet, wird der Schieber 312 durch die Rückstellfeder 336 in seine Dekom- pressionsstellung gedrückt, wodurch das Verdichtungsverhältnis absinkt und der Motor abgestellt wird, bevor ein Motorschaden eintreten kann.

Die Kühleinrichtung 417 weist ein von einer Stirnseite axial in das rohrförmige Gehäuse 409 eingeschobenes Kühlrohr 470 auf. Das Gehäuse 409 kann dabei als eigener Bauteil ausgeführt oder in einen Zylinderkopf der Brennkraftmaschine integriert oder eingegossen sein. Der Außendurchmesser d des Kühlrohres 470 ist wesentlich kleiner als der Innendurchmesser D des Gehäuses 409, so dass zwischen dem Kühlrohr 470 und dem Gehäuse 409 ein ringförmiger Gasraum 490 ausgebildet ist. Das Kühlrohr 470 wird zwischen den Kühlmittelanschlüssen 419, 419' von Kühlmittel durchflössen und vom zu kühlenden Gas im Gasraum 490 umströmt. Der Gasraum 490 ist über Kanalanschlüsse 420, 420' mit einer nicht weiter dargestellten Ladeluftleitung oder einer nicht weiter dargestellten Abgasrückführleitung verbunden. Das zu kühlende Gas tritt über den Kanalan- schluss 420 in den Gasraum 490 ein und verlässt ihn wieder über den Kanalan- schluss 420' am anderen Ende des Gehäuses 409. Zuströmende und abströ¬ mende Seiten können auch vertauscht werden, so dass je nach Anwendungsfall Gleich- oder Gegenstromkühlung mit dieser Kühleinrichtung 417 realisierbar ist.

Zur Erhöhung des Wärmeüberganges zwischen dem Gasraum 490 und dem Kühl¬ rohr 470 weist das Kühlrohr 470 an seinem Außenmantel 471 schraubenartig gewundene Kühlrippen 472 auf, welche die vom heißen Gas benetzte Oberfläche erhöhen und darüber hinaus die Turbulenz steigern. Alternativ dazu oder zusätz¬ lich können auch auf der Kühlmittelseite innerhalb des Kühlrohres 470 Kühlrip¬ pen angeordnet sein.

Im Bereich beider Enden 473, 474 ist das Kühlrohr 470 über Flansche 475, 476 im Gehäuse 409 längs verschieblich gelagert, so dass Wärmedehnungen ausge¬ glichen werden können. Das Kühlrohr 470 ist dabei kühlmittelseitig durch O- Ringdichtungen 477 abgedichtet. Gasseitig schützen Kolbenringe 478 die O-Ring- dichtungen 477 vor direkter Beaufschlagung mit dem heißen Gas. Zum Druck¬ ausgleich kann zwischen der O-Ringdichtung 477 und dem Kolbenring 478 eine mit der Umgebung verbundene Entlastungsöffnung 481 vorgesehen sein. Im Bereich der halben Länge des Kühlrohres 470 ist dieses mit einer durch eine Schraube gebildeten Fixiereinrichtung 479 mit dem Gehäuse 409 verbunden und damit gegen Schwingungen gesichert. Wärmedehnungen des Kühlrohres 470 werden auf beide Seiten aufgeteilt.

Anstelle eines einzigen Kühlrohres 470 kann auch ein ganzes Paket von Kühl¬ rohren in dem Gehäuse 409 eingeschoben sein. Dabei werden mehrere Kühlrohre mit den Endflanschen verbunden und dieses gesamte Rohrpaket in den Gehäuse 409 eingeschoben.

Weiters weist die Kühleinrichtung 417 einen äußeren Kühlmantel 418 auf, wel¬ cher im Bereich der Enden 473, 474 mit dem Kühlrohr 470 verbunden ist.

Das Kühlmittel gelangt über den Kühlmittelanschluss 419 in die Kühleinrichtung 417, durchströmt das Kühlrohr 470 und den äußeren Kühlmantel 418 und ver- lässt die Kühleinrichtung 417 über den Kühlmittelanschluss 419'. Das eingescho¬ bene Kühlrohr 470 wird nur an den Enden 473, 474 in den Kühlkreislauf einge¬ bunden.

Die Fig. 37 und Fig. 38 zeigen eine Ausführungsvariante einer Kühleinrichtung mit einem Bündel 480 von Kühlrohren 470. Die Kühlrohre 470 sind dabei parallel zueinander in Flanschen 475, 476 fixiert und mit diesen Flanschen 475, 476 im Gehäuse 409 längs verschiebbar angeordnet. Die Außenmäntel 471 können glatt ausgeführt sein oder Kühlrippen 472 zur Vergrößerung der vom heißen Gas be¬ netzten Oberfläche aufweisen.