Die Erfindung betrifft eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdich- tungsverhältnis, welche einen Exzenter umfasst, an dem ein Nebenpleuel angelenkt ist, der über einen Zwischenhebel mit einer Kurbelwelle sowie mit einem Pleuel zusammenwirkt, wobei der letztgenannte Pleuel an einem Kolben der Brennkraftmaschine schwenkbar gelagert ist.

Eine derartige Hubkolbenbrennkraftmaschine ist beispielsweise aus der

WO 2007/057149 A1 bekannt. Ein Zwischenhebel dieser Hubkolbenbrennkraftmaschine, welche ein veränderliches Verdichtungsverhältnis aufweist, ist als Querhebel bezeichnet. Der Querhebel ist an drei Stellen gelenkig mit weiteren Komponenten der Hubkolbenbrennkraftmaschine gekoppelt. Hierbei handelt es sich um Verbindungen zu einem Nebenpleuel, einem Hubzapfen einer Kurbelwelle, sowie einem Pleuel, welcher im Fall der WO 2007/057149 A1 als Pleuelstange bezeichnet ist. Die an einem Kolben der Brennkraftmaschine angelenkte Pleuelstange ist also mit der Kurbelwelle nicht direkt, sondern über den Querhebel gekoppelt. Das vom Querhebel entfernte Ende des Nebenpleuels ist mit Hilfe eines Exzenters verstellbar. Die verschiedenen Dreh- und Gelenkpunkte sowie Schwerpunkte der einzelnen Elemente der bekannten Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis sollen derart anordenbar sein, dass Trägheits- und Fliehkräfte, die beim Bewegen der einzelnen Elemente entstehen, sich derart überlagern, dass sie sich zumindest teilweise gegenseitig aufheben. Die Hubkolbenbrennkraftmaschine kann in Vierzylinder-Bauart aus- geführt sein.

Eine weitere Hubkolbenbrennkraftmaschine mit einstellbarem Verdichtungsverhältnis ist zum Beispiel aus der DE 10 2009 000 772 A1 bekannt. In diesem Fall ist die Verstellung eines Exzenters mittels einer Zahnstange vorgesehen. Eine Exzenter-Verstellung in einem Kurbeltrieb einer Brennkraftmaschine mit variabler Verdichtung ist des Weiteren in der EP 1 154 134 A2 offenbart. Weitere Beispiele von Mechanismen, die die Verstellung des Verdichtungsverhältnisses von Hubkolben- brennkraftmaschinen ermöglichen, sind zum Beispiel in der EP 1 307 642 B1 be- schrieben.

Die DE 10 2010 032 427 A1 offenbart eine Stelleinrichtung für eine Hubkolbenmaschine mit variabler Verdichtung, welche als hydraulische Stelleinrichtung ausgebildet ist. Im Fall einer aus der WO 2008/148948 A2 bekannten Vorrichtung ist zur Verstel- lung des Verdichtungsverhältnisses einer Brennkraftmaschine ein elektrohydraulischer Aktor vorgesehen.

Allgemein haben Hubkolbenbrennkraftmaschinen mit variablem Verdichtungsverhältnis gegenüber Hubkolbenbrennkraftmaschine mit konstantem Verdichtungsverhältnis den Vorteil, dass sie bei niedriger Last mit hohem Verdichtungsverhältnis und damit besonders verbrauchsgünstig und im Fall hoher Leistungsanforderung mit abgesenktem Verdichtungsverhältnis und gleichzeitiger Aufladung, typischerweise Turboaufladung, betrieben werden können.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis anzugeben, welche sich gegenüber dem genannten Stand der Technik durch ein besonders günstiges Verhältnis zwischen langfristiger Robustheit, mechanischer Präzision und fertigungstechnischem Aufwand auszeichnet.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 . Es handelt sich hierbei um eine Hubkolbenbrennkraftmaschine mit veränderlichem Verdichtungsverhältnis, die in an sich bekanntem Grundaufbau einen Exzenter umfasst, an welchem ein Nebenpleuel angelenkt ist, welcher andererseits über einen Zwischenhebel mit der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine sowie mit einem an einem Kolben der Brennkraftmaschine gelagerten Pleu- el zusammenwirkt. Erfindungsgemäß ist zur Verstellung des Exzenters ein Linearantrieb vorgesehen, der über ein Verstellpleuel mit einem Verstellarm des Exzenters gekoppelt ist. Der Linearantrieb ermöglicht eine Betätigung des Exzenters mit moderaten Kräften bei zugleich sehr guter mechanischer Präzision.

In bevorzugter Ausgestaltung handelt es sich bei dem Linearantrieb um einen Gewindetrieb. Gewindetriebe sind sowohl spielarm auslegbar als auch rationell herstellbar.

Gemäß einer ersten Variante ist der Gewindetrieb selbsthemmend ausgeführt. Dies bedeutet, dass der Gewindetrieb nicht betätigbar ist, indem durch das Verstellpleuel eine Kraft in ihn eingeleitet wird. Der selbsthemmende Gewindetrieb kann ein einfaches Bewegungsgewinde aufweisen. Das heißt, dass die Spindelmutter des Gewindetriebs unmittelbar, ohne Zwischenschaltung von Wälzkörpern, mit der Gewindespindel zusammenwirkt. Die Selbsthemmung des Gewindetriebs ist gleichbedeutend damit, dass ein einmal eingestelltes Verdichtungsverhältnis der Hubkolbenbrennkraftmaschi- ne ohne Energieversorgung des Linearantriebs konstant bleibt.

Gemäß einer zweiten Variante ist der Gewindetrieb, welcher zur Verstellung des Exzenters vorgesehen ist, nicht selbsthemmend ausgeführt. In diesem Fall handelt es sich bei dem Gewindetrieb vorzugsweise um einen Kugelgewindetrieb oder einen sonstigen Wälzgewindetrieb, welcher Wälzkörper beispielsweise Rollen, zwischen Gewindespindel und Spindelmutter aufweist. Die fehlende Selbsthemmung des Gewindetriebs hat den Vorteil, dass bei einem Ausfall der Energieversorgung des Linearantriebs der Exzenter selbsttätig eine Vorzugsstellung einnehmen kann, was mit ei- ner Normal-Einstellung des Verdichtungsverhältnisses einhergeht.

Die Steigung eines nicht selbsthemmenden Gewindetriebes ist typischerweise größer als die Steigung eines selbsthemmenden Gewindetriebs. Unter diesem Aspekt wären zur Betätigung des nicht selbsthemmenden Gewindetriebs im Vergleich zum selbsthemmenden Gewindetrieb höhere Antriebsmomente erforderlich, was jedoch durch die reibungstechnisch günstigeren Eigenschaften des nicht selbsthemmenden Gewin- detriebs teilweise ausgeglichen oder sogar überkompensiert wird. Für hohe Verstellgeschwindigkeiten ist der nicht selbsthemmende Gewindetrieb besonders geeignet. Dagegen zeichnet sich der selbsthemmende Gewindetrieb dadurch aus, dass beim Betrieb der Hubkolbenbrennkraftmaschine geringere oder sogar keinerlei Haltern o- mente, welche den Linearantrieb in konstanter Position halten, erforderlich sind. Aufgrund der gegebenen Übersetzungsverhältnisse von Gewindetrieben ist sowohl im Fall eines selbsthemmenden Gewindetriebs als auch im Fall eines nicht selbsthemmenden Gewindetriebs eine stoßartige Belastung auf den Kurbeltrieb der Hubkolbenbrennkraftmaschine ohne praktische Bedeutung für die Stabilität, Präzision und Lang- lebigkeit des Linearantriebs, welcher über den Verstellpleuel eine Verschwenkung des Verstellarms des Exzenters ermöglicht.

Der Verstellarm des Exzenters ist vorzugsweise über einen Winkel von mehr als 90° verschwenkbar. Der Verstellarm bildet zusammen mit dem Verstellpleuel und dem Li- nearantrieb ein primäres Stellgetriebe in Form eines Schubkurbelgetriebes, dem ein sekundäres Stellgetriebe nachgeschaltet ist, das letztlich den Kolben der Brennkraftmaschine verstellt. Das sekundäre Stellgetriebe umfasst den Exzenter, den Zwischenhebel und den Pleuel, welcher an dem den Brennraum begrenzenden Kolben der Brennkraftmaschine gelagert ist. Die beiden Stellgetriebe weisen spezifische Drehmomentübertragungsfunktionen auf. Jede Drehmomentübertragungsfunktion gibt dabei das Verhältnis zwischen eingeleitetem Drehmoment und Abtriebsdrehmoment des jeweiligen Stellgetriebes an. In bevorzugter Ausgestaltung weisen die Drehmomentübertragungsfunktionen beider Stellgetriebe im gesamten Verstellbereich von vorzugsweise mehr als 90 °, bezogen auf den Einstellwinkel des Verstellarms, entge- gengesetzte Krümmungen auf. Beispielsweise weist die Drehmomentübertragungsfunktion des primären Stellgetriebes ein einziges Maximum und die Drehmomentübertragungsfunktion des sekundären Stellgetriebes ein einziges Minimum auf, wobei die Extremwerte der beiden Drehmomentübertragungsfunktionen etwa in der Mitte des Verstellbereichs liegen.

Die Hintereinanderschaltung der beiden Stellgetriebe sorgt dafür, dass eine resultierende Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion, welche das Verhältnis zwischen der Kraft, die am Ausgang des sekundären Stellgetriebes erzeugt wird, und dem hierfür erforderlichen Antriebsmoment des Linearantriebs angibt, eine geringere Übersetzungsbandbreite als jede der beiden einzelnen Drehmomentübertragungsfunktionen aufweist. Insbesondere sind Ausführungsformen realisierbar, bei denen das Verhältnis zwischen erzeugter Kraft am Ausgang des sekundären Stellgetriebes und Antriebsmoment, welches in die Eingangsseite des primären Stellgetriebes eingeleitet wird, über den gesamten Verstellbereich zumindest annähernd konstant ist.

Der Linearantrieb, welcher der Verstellung des Exzenters dient, ist vorzugsweise elektrisch angetrieben. Prinzipiell ist auch ein sonstiger, beispielsweise hydraulischer, Antrieb des zur Verschwenkung des Verstellarms des Exzenters vorgesehenen Linearantriebs möglich.

Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand einer Zeichnung nä- her erläutert. Hierin zeigen, teilweise grob schematisiert:

Fig. 1 ausschnittsweise einen Verstellmechanismus zur Veränderung des Verdichtungsverhältnisses einer Brennkraftmaschine,

Fig. 2 ein Detail aus der Anordnung nach Fig. 1 ,

Fig. 3 eine Drehmomentübertragungsfunktion eines primären Stellgetriebes des Verstellmechanismus,

Fig. 4 eine Drehmomentübertragungsfunktion eines sekundären Stellgetriebes des Verstellmechanismus,

Fig. 5 eine resultierende Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion des Verstellmechanismus, den Zusammenhang zwischen Steigung eines Gewindes und Wirkungs grad des Verstellmechanismus,

die beiden miteinander gekoppelten Stellgetriebe des Verstellmechanismus in einem ersten Betriebszustand,

ausschnittsweise die Anordnung nach Fig. 7 in einem zweiten Betriebszustand,

ausschnittsweise die Anordnung nach Fig. 7 in einem dritten Betriebszu stand.

Die Figuren 1 und 2 sowie die Figuren 7, 8, 9 zeigen in verschiedenen, nicht maßstäb- liehen Darstellungen Merkmale eines insgesamt mit dem Bezugszeichen 1 gekennzeichneten Verstellmechanismus zur Variation des Verdichtungsverhältnisses einer Hubkolbenbrennkraftmaschine, beispielsweise in Form eines Mehrzylinder- Reihenmotors. Hinsichtlich der grundsätzlichen Funktion des Verstellmechanismus 1 wird auf den eingangs zitierten Stand der Technik verwiesen.

Der Verstellmechanismus 1 ist aus zwei hintereinander geschalteten Stellgetrieben 2, 3, nämlich einem primären Stellgetriebe 2 und einem sekundären Stellgetriebe 3, aufgebaut. Gemeinsames Element beider Stellgetriebe 2, 3 ist ein Exzenter 4, wobei eine Verschwenkung des Exzenters 4 durch einen Verstellarm 5, der dem primären Stell- getriebe 2 zuzurechnen ist, möglich ist. Am Exzenter 4 ist ein Nebenpleuel 6 angelenkt, welcher gelenkig mit einem Zwischenhebel 7 gekoppelt ist. Der Zwischenhebel 7 weist eine dreieckige Grundform auf und ist mit einer Kurbelwelle 8 an einem Kurbelzapfen 9 gekoppelt. An einem mit 10 bezeichneten Pleuelanlenkpunkt des Zwischenhebels 7, welcher die dritte Ecke des Zwischenhebels 7 darstellt, ist ein Pleuel 1 1 angelenkt. Der Pleuelanlenkpunkt 10 wird auch als unteres Pleuellager bezeichnet. Ein oberes Pleuellager ist mit 12 bezeichnet und stellt die Verbindung zu einem Kolben 13 der Brennkraftmaschine her. Die Bezeichnungen„unteres" und„oberes" Pleuellager implizieren keine Aussage über die Einbaulage.

Die Schwenkachse, um welche der Verstellarm 5 schwenkbar ist, ist mit SW bezeichnet. Der entsprechende Verstellwinkel (Fig. 3, 4, 5) ist mit V und der gesamte Verstellbereich des Verstellarms 5 mit VB bezeichnet.

Der Verstellarm 5 ist mit einem Verstellpleuel 14 gekoppelt, welcher an einem ersten Verstellpleuellagerpunkt 15 des Verstellarms 5 angelenkt ist. Ein zweiter Verstellpleu- ellagerpunkt 16 stellt eine gelenkige Verbindung zwischen dem Verstellpleuel 14 und einer Spindelmutter 17 her. Die Spindelmutter 17 ist Teil eines Linearantriebs 18, weicher weiter eine Gewindespindel 19 aufweist und als Kugelgewindetrieb ausgebildet ist. Die Gewindespindel 19 ist mit Hilfe zweier Wälzlager 20, 21 drehbar gelagert; die Spindelmutter 17 ist ausschließlich verschiebbar. Zum Antrieb der Gewindespindel 19 ist ein Elektromotor 22 vorgesehen.

Der maximale Verschiebebereich der Spindelmutter 17 ist auf den Verstellbereich VB des Verstellarms 5 abgestimmt. In Fig. 2 angedeutete, mit TP bezeichnete Totpunkte des Verstellarms 5 werden in keinem Betriebszustand des Verstellmechanismus 1 erreicht. Eine in Fig. 3 skizzierte erste Drehmomentübertragungsfunktion MDI stellt das Verhältnis zwischen dem im Verstellarm 5, das heißt am Ausgang des primären Stellgetriebes 2, wirkenden Drehmoment und dem vom Elektromotor 22 aufgebrachten und damit in der Gewindespindel 19 wirkenden Drehmoment in Abhängigkeit vom Verstellwinkel V dar. Die Drehmomentübertragungsfunktion MDI beschreibt eine Kurve mit einer Krümmung, die über den gesamten Verstellbereich VB das identische Vorzeichen aufweist. In der mit M bezeichneten Mittelstellung des Verstellarms 5 (entsprechend Fig. 8) weist die Drehmomentübertragungsfunktion MDI ein Maximum auf. An den Rändern des Verstellbereichs VB (Fig. 7, Fig. 9) ist die Drehmomentübertra- gungsfunktion MDI minimal. ln einer Darstellung analog Fig. 3 zeigt Fig. 4 die mit MD2 bezeichnete Drehmomentübertragungsfunktion des sekundären Stellgetriebes 3. In diesem Fall befindet sich ein einziges Minimum im Bereich der Mittelstellung M des Verstellarms 5, während die Drehmomentübertragungsfunktion MD2 an den Rändern des Verstellbereichs VB ma- ximal ist.

Eine mit MDG bezeichnete Gesamtdrehmomentübertragungsfunktion, welche in Fig. 5 idealisiert dargestellt ist, ist das Resultat der Hintereinanderschaltung von primärem Stellgetriebe 2 und sekundärem Stellgetriebe 3. Wie anschaulich aus Fig. 5 hervor- geht, ist das zur Betätigung des Verstellmechanismus 1 vom Elektromotor 2 aufzubringende Drehmoment über den gesamten Verstellbereich VB praktisch konstant.

Die Ausbildung des Linearantriebs 18 als nicht selbsthemmender Gewindetrieb ist gleichbedeutend damit, dass dessen Wirkungsgrad η größer als 50 % ist. Die mit St bezeichnete Steigung der Gewindespindel 19 sowie der Spindelmutter 17 ist größer als bei typischen, im Maschinenbau verwendeten Schraubengeometrien. Bezogen auf das Diagramm nach Fig. 6 bedeutet dies, dass sowohl die Steigung St als auch der Wirkungsgrad η des Linearantriebs 18 im oberen Bereich liegen. Bei einem abgewandelten Linearantrieb 18, welcher ebenfalls für die Verschwenkung des Verstellarms 5 nutzbar ist, kann eine Steigung St im unteren Bereich gewählt werden, welche mit einem deutlich verminderten Wirkungsgrad η einhergeht, wie aus Fig. 6 ersichtlich ist, wobei in diesem Fall Wälzkörper im Linearantrieb 18 entfallen, das heißt ein einfaches Bewegungsgewinde vorliegt. Mit dieser modifizierten Gestaltung des Linearantriebs 18 ist das primäre Stellgetriebe 2 als selbsthemmendes Getriebe ausgebildet. Bezuqszeichenliste Verstellmechanismus

primäres Stellgetriebe

sekundäres Stellgetriebe

Exzenter

Verstellarm

Nebenpleuel

Zwischenhebel

Kurbelwelle

Kurbelzapfen

10 Pleuelanlenkpunkt

1 1 Pleuel

12 Pleuellager

3 Kolben

14 Verstellpleuel

15 Verstellpleuellagerpunkt

16 Verstellpleuellagerpunkt

17 Spindelmutter

18 Linearantrieb

19 Gewindespindel

20 Wälzlager

21 Wälzlager

22 Elektromotor η Wirkungsgrad

TP Totpunkt

VB Verstellbereich

V Verstellwinkel

M Mittelstellung

St Steigung

SW Schwenkachse

MD-I , MD2, MDG Drehmomentübertragungsfunktionen