Die Erfindung betrifft einen Mehrgelenkskurbeltrieb für eine Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , eine Brennkraftmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 7 und ein Verfahren zum Betreiben eines Mehrgelenkskurbeltriebs gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 8.

Mehrgelenkskurbeltriebe werden bei Brennkraftmaschinen mit variablem Verdichtungsverhältnis (variable compression ratio engines) eingesetzt, bei denen durch die Anpassung des Verdichtungsverhältnisses an die Lastanforderungen beträchtliche Kraftstoffeinsparungen erzielt werden können. Brennkraftmaschinen mit einem Mehrgelenkskurbeltrieb der eingangs genannten Art sind zum Beispiel aus der DE-A-102009000772, der WO-A- 2013060433 oder der EP-A-1197647 bekannt.

Der aus der WO-A-2013060433 bekannte Mehrgelenkskurbeltrieb für eine 4- Zylinder-Reihenbrennkraftmaschine umfasst beispielsweise eine der Anzahl der Zylinder entsprechende Anzahl von Koppelgliedern, die jeweils drehbar auf einem Hubzapfen der Kurbelwelle gelagert sind und zwei nach entgegengesetzten Seiten über die Kurbelwelle überstehende, an ihrem Ende jeweils mit einem Schwenkgelenk versehene Arme aufweisen. Eines der bei- den Schwenkgelenke jedes Koppelgliedes dient zur Anlenkung eines Kolbenpleuels, der einen benachbarten Kolben der Brennkraftmaschine über das Koppelglied mit der Kurbelwelle verbindet. Das andere Schwenkgelenk dient zur Anlenkung eines Anlenkpleuels, dessen entgegengesetztes Ende auf einem Exzenter einer Exzenterwelle drehbar gelagert ist. Die Exzenter- welle weist einen Dreh- oder Stellantrieb auf, mit dem sich die Drehwinkel- Stellung der Exzenterwelle und damit die Winkelposition der Exzenter verstellen lässt, wodurch sich der Neigungswinkel des jeweils zugehörigen Koppelglieds verändert. Dies wiederum führt zu einer Verlagerung des Schwenkgelenks des Kolbenpleuels und damit zu einer Veränderung des Verdich- tungsverhältnisses ε im zugehörigen Zylinder.

Somit kann durch Verdrehen der Exzenterwelle das Verdichtungsverhältnis ε in Abhängigkeit vom Betriebspunkt und/oder vom Arbeitstakt der Brennkraftmaschine nach Bedarf verändert werden. Zum Beispiel entsteht aus der Thermodynamik der Brennkraftmaschine eine ε-Sollanforderung, die unter dem Gesichtspunkt einer Minimierung des Kraftstoffverbrauchs das jeweils optimale Verdichtungsverhältnis vorgibt. Wenn sich der Betriebspunkt in einem Last/Drehzahl-Kennfeld der Brennkraftmaschine verändert, lässt sich ein neues optimales Verdichtungsverhältnis ε einstellen, indem die Exzen- terwelle innerhalb eines Drehwinkelbereichs von etwa 180 Grad in eine entsprechende Drehwinkelstellung gedreht wird.

Da bei Mehrgelenkskurbeltrieben der eingangs genannten Art infolge des Gas- oder Verbrennungsdrucks in den Zylindern der Brennkraftmaschine über das Koppelglied Kräfte auf den Anlenkpleuel einwirken und der Anlenk- pleuel exzentrisch an der Exzenterwelle angreift, wird die Exzenterwelle durch den Gas- oder Verbrennungsdruck in den Zylindern ständig mit einem mehr oder weniger großen Moment beaufschlagt. Dieses Moment wirkt dem Verdrehen der Exzenterwelle entgegen, wenn die Exzenterwelle zur Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses verstellt und dazu in einer ersten Drehrichtung gedreht wird. Wenn die Exzenterwelle zur Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses in einer zur ersten Drehrichtung entgegengesetzten zweiten Drehrichtung gedreht wird, unterstützt hingegen dieses Moment das Verdrehen der Exzenterwelle. Um die Exzenterwelle in einer gewünschten Drehwinkelstellung festzuhalten, muss vom Stellantrieb ein dem Moment entsprechendes Haltemoment aufgebracht werden.

Somit wird zumindest bei der Einstellung eines höheren Verdichtungsver- hältnisses durch Verdrehen der Exzenterwelle entgegen dem Gas- oder Verbrennungsdruck sowie zur Aufrechterhaltung eines gewünschten Verdichtungsverhältnisses durch Halten der Exzenterwelle in einer gewünschten Drehwinkelstellung Energie benötigt, die durch den Stellantrieb bereitgestellt wird.

Um auch bei hohen Mitteldrücken noch ein Verstellen der Exzenterwelle in Richtung eines höheren Verdichtungsverhältnisses zu ermöglichen, d.h. ein Verdrehen der Exzenterwelle in der ersten Drehrichtung entgegen dem vom Gas- oder Verbrennungsdruck ausgeübten Moment, ohne dass ein An- triebsmotor des Stellantriebs übermäßig groß ausgelegt werden muss, ist es von Vorzug, den Antriebsmotor des Stellantriebs mit einer hohen Drehzahl zu betreiben und ein Getriebe mit einem großen Untersetzungsverhältnis zu verwenden. Durch einen hohen Wirkungsgrad des Getriebes wird eine effiziente Verstellung der Exzenterwelle ermöglicht, durch die wiederum der Energieverbrauch des Stellantriebs gering gehalten werden kann.

Beim Verstellen der Exzenterwelle in Richtung eines niedrigeren Verdichtungsverhältnisses, d.h. beim Verdrehen der Exzenterwelle in der zweiten Drehrichtung, wird hingegen das Verstellmoment des Stellantriebs bzw. des Antriebsmotors durch das vom Gas- oder Verbrennungsdruck ausgeübte Moment unterstützt. In diesem Fall liegt die Drehzahl des Antriebsmotors nahe bei dessen Leerlaufdrehzahl. Auch in diesem Fall ist ein hoher Wirkungsgrad des Getriebes von Vorteil, wenn der Stellantrieb bzw. der Antriebsmotor die Exzenterwelle treibt. Wenn hingegen der Stellantrieb bzw. der Antriebsmotor benutzt wird, um die Exzenterwelle in einer gewünschten Drehwinkelstellung zu halten, muss das vom Gas- oder Verbrennungsdruck auf die Exzenterwelle ausgeübte Moment vom Stellantrieb kompensiert werden. Dazu muss dem Stellantrieb bzw. dem Antriebsmotor Energie zugeführt werden. Um diese Energie zu minimieren, ist ein niedriger Getriebewirkungsgrad von Vorteil, da in diesem Fall nur ein geringer Teil des Haltemoments vom Stellantrieb bzw. vom Antriebsmotor aufgebracht werden muss. Um zu vermeiden, dass beim Halten der Exzenterwelle in einer gewünschten Drehwinkelstellung Energie benötigt wird, ist bei dem Mehrgelenkskurbeltneb aus der WO-A-2013060433 das Getriebe zwischen dem Stellantrieb und der Exzenterwelle als nicht selbsthemmendes Schneckengetriebe ausgebildet. Bei hohen Untersetzungsverhältnissen besitzen Schneckengetriebe jedoch einen relativ niedrigen Wirkungsgrad, so dass dem Stellantriebe zum Verdrehen der Exzenterwelle verhältnismäßig viel Energie zugeführt werden muss.

Ausgehend hiervon liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen Mehr- gelenkskurbeltrieb und ein Verfahren der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, dass der Energiebedarf des Stellantriebs so weit wie möglich reduziert werden kann.

Diese Aufgabe wird bei dem Mehrgelenkskurbeltneb erfindungsgemäß durch die Verwendung eines Untersetzungsgetriebes mit einem asymmetrischen Wirkungsgrad gelöst, das beim Drehen der Exzenterwelle durch den Stellantrieb einen hohen Wirkungsgrad und beim Halten der Exzenterwelle durch den Stellantrieb einen niedrigen Wirkungsgrad besitzt. Das erfindungsgemäße Verfahren ist dadurch gekennzeichnet, dass das Untersetzungsge- triebe das Drehen der Exzenterwelle in beiden Drehrichtungen mit einem hohen Wirkungsgrad und das Festhalten der Exzenterwelle mit einem niedrigen Wirkungsgrad unterstützt.

Da die übliche Definition des Wirkungsgrades η als Verhältnis von Nutzleis- tung zu aufgebrachter Leistung eine Bewegung voraussetzt, beim Festhalten der Exzenterwelle aber keine Bewegung stattfindet, soll im Rahmen der vorliegenden Patentanmeldung für diesen Zustand als Wirkungsgrad das Verhältnis von Kraftaufwand bei idealem verlustlosem Betrieb zu tatsächlich erforderlichem Kraftaufwand definiert werden.

Durch den hohen Wirkungsgrad beim Drehen der Exzenterwelle mittels des Stellantriebs können die Leistungsverluste des Stellantriebs während einer Verstellung minimiert werden. Der niedrige Wirkungsgrad beim Festhalten der Exzenterwelle mittels des Stellantriebs gestattet es, das Haltemoment zu minimieren, das vom Antriebsmotor aufgebracht werden muss, um das vom Gas- oder Verbrennungsdruck auf die Exzenterwelle ausgeübte Moment zu kompensieren.

Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung wird als Unter- Setzungsgetriebe mit asymmetrischem Wirkungsgrad ein Differenzgetriebe und vorzugsweise ein einstufiges Differenzgetriebe verwendet. Als Differenzgetriebe wird im Rahmen der vorliegenden Patentanmeldung ein Getriebe bezeichnet, bei dem ein außenverzahntes Stirnrad mit einem innenverzahnten Hohlrad kämmt, wobei die Differenz der Zähnezahl der beiden Zahnräder im Verhältnis zur Zähnezahl jedes einzelnen Zahnrades gering ist.

Vorteilhaft kann es sich bei dem Differenzgetriebe um ein Wellgetriebe handeln, bei dem der Antriebsmotor einen Wellengenerator in Form einer elliptischen Stahlscheibe und eines Wälzlagers treibt, dessen Innenring auf die Stahlscheibe aufgeschrumpft ist. Der Wellengenerator verformt bei seiner _Λ

Drehung eine drehfest mit der Exzenterwelle verbundene verformbare zylindrischen Stahlbüchse mit einer Außenverzahnung, die infolge der Verformung der Stahlbüchse in zwei diametral entgegengesetzten Winkelbereichen mit der Innenverzahnung eines starren ortsfesten zylindrischen Hohlrades in Zahneingriff tritt. Die Zähnezahl der Außenverzahnung der Stahlbüchse ist geringfügig kleiner als die Zähnezahl der Innenverzahnung des Hohlrades, so dass bei einer Umdrehung des Wellengenerators die Stahlbüchse um die Differenz der Zähnezahlen der Außen- bzw. Innenverzahnung gegenüber dem Hohlrad zurückbleibt und dementsprechend zwischen der Antriebsseite und der Abtriebsseite des Getriebes ein sehr hohes Untersetzungsverhältnis erzielt werden kann.

Alternativ kann es sich bei dem Differenz- oder Wellgetriebe auch um ein sogenanntes Hirn Drive ^® -Getriebe handeln, das an Stelle einer verformbaren zylindrischen Stahlbüchse ein Speichenrad mit radialen Speichen zwischen einem verformbaren Außenring mit einer Außenverzahnung und einem verformbaren Innenring besitzt, in dem sich eine elliptische Scheibe des Wellengenerators dreht. Diese Art von Differenz- oder Wellgetriebe besitzt selbsthemmende Eigenschaften und damit zwischen der Abtriebsseite und der Antriebsseite einen Wirkungsgrad von Null. Bei dem erfindungsgemäßen Mehrgelenkskurbeltrieb ist dies von Vorteil, weil in diesem Fall vom Antriebsmotor zum Festhalten der Exzenterwelle kein Haltemoment aufgebracht werden braucht und weil die Exzenterwelle in einer genau definierten Drehwinkelstellung festgehalten wird, die nur durch Aufbringen eines Verstellmoments von Seiten des Antriebsmotors verändert werden kann.

Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung wird der Stellantrieb bzw. der Antriebsmotor des Stellantriebs in Abhängigkeit von einem Betriebspunkt der Brennkraftmaschine angesteuert, um das unter dem Gesichtspunkt der Verbrauchsminimierung für den jeweiligen Betriebspunkt optimale Verdichtungsverhältnis einzustellen. Dadurch kann auf eine Veränderung des Betriebspunkts der Brennkraftmaschine schnell mit einer entsprechenden Veränderung des Verdichtungsverhältnisses reagiert werden. Im Folgenden wird die Erfindung anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert.

Fig. 1 zeigt eine perspektivische Ansicht eines erfindungsgemäßen Mehrge- lenkskurbeltriebs einer 4-Zylinder-Reihen-Brennkraftmaschine;

Fig. 2 zeigt eine Querschnittsansicht des Mehrgelenkskurbeltriebs;

Fig. 3 zeigt eine Schnittansicht eines Harmonie Drive-Getriebes eines Stellantriebs zum Drehen bzw. Halten einer Exzenterwelle des Mehrgelenkskur- beltriebs;

Fig. 4 zeigt eine Vorderseitenansicht von Teilen eines Hirn Drive-Getriebes eines alternativen Stellantriebs; Fig. 5 zeigt eine Prinzipdarstellung eines Kennfeldes einer vollvariablen Verdichtungsverstellung der Brennkraftmaschine.

Die in den Figuren 1 und 2 dargestellte Viertakt-4-Zylinder-Brennkraftma- schine 1 in Reihenanordnung umfasst eine Kurbelwelle 2 und vier Kolben 3, von denen jeder in einem der vier Zylinder (nicht dargestellt) der Brennkraftmaschine 1 auf und ab beweglich und durch ein Kolbenpleuel 4 mit der Kurbelwelle 2 verbunden ist. Die Kurbelwelle 2 ist in Wellenlagern eines Zylinderkurbelgehäuses (nicht dargestellt) der Brennkraftmaschine 1 drehbar gelagert und weist fünf zur Lagerung dienende zentrische Wellenzapfen 5 so- wie vier Hubzapfen 6 (Fig. 2) auf, deren Längsmittelachsen in unterschiedli- chen Winkelausrichtungen parallel zur Drehachse 7 der Kurbelwelle 2 versetzt sind.

Die Brennkraftmaschine 1 umfasst weiter eine Exzenterwelle 8, die eine zur Drehachse 7 der Kurbelwelle 2 parallele Längsmittelachse 9 aufweist, neben der Kurbelwelle 2 und beispielsweise etwas unterhalb von dieser im Zylinderkurbelgehäuse drehbar gelagert und über einen Mehrgelenkskurbeltrieb 10 mit der Kurbelwelle 2 gekoppelt ist. Neben der Kurbelwelle 2 und der Exzenterwelle 8 umfasst der Mehrgelenkskurbeltrieb 10 insgesamt vier Koppelglieder 11 , die jeweils auf einem der Hubzapfen 6 der Kurbelwelle 2 drehbar gelagert sind. Jedes Koppelglied 11 besteht aus einem Oberteil 12 und einem Unterteil 13, die entlang einer Trennebene 14 gegeneinander anliegen und jeweils angrenzend an die Trennebene 14 mit einer halbzylindrischen Ausnehmung zur Aufnahme des Hubzapfens 6 sowie von zwei den Hubzapfen 6 umgebenden Lagerschalen eines zwischen dem Hubzapfen 6 und dem Koppelglied 11 angeordneten Gleitlagers 15 versehen sind. Das Oberteil 12 und das Unterteil 13 jedes Koppelglieds 11 werden von zwei Schrauben 16 zusammengehalten. Jedes Koppelglied 11 weist einen kürzeren Hubarm 17 auf, der über ein Schwenkgelenk 18 schwenkbar mit dem unteren Ende von einem der Kolbenpleuel 4 verbunden ist, dessen oberes Ende über ein weiteres Schwenkgelenk 19 am zugehörigen Kolben 3 angelenkt ist. Der Mehrgelenkskurbeltrieb 10 umfasst weiter eine der Anzahl der Kolbenpleuel 4 und der Koppelglieder 11 entsprechende Anzahl von Anlenkpleueln 20, die ungefähr parallel zu den Kolbenpleueln 4 ausgerichtet und in axialer Richtung der Kurbelwelle 2 und der Exzenterwelle 8 jeweils etwa in derselben Ebene wie der zugehörige Kolbenpleuel 4, jedoch auf der entgegenge- setzten Seite der Kurbelwelle 2 angeordnet sind. Jeder Anlenkpleuel 20 um- fasst eine Pleuelstange 21 und zwei an entgegengesetzten Enden der Pleuelstange 21 angeordnete Pleuelaugen 22, 23 mit unterschiedlichen Innendurchmessern. Das größere Pleuelauge 23 jedes Anlenkpleuels 20 am unteren Ende der Pleuelstange 21 umgibt einen in Bezug zur Drehachse 9 der Exzenterwelle 8 exzentrischen Hubzapfen 24 der Exzenterwelle 8, auf dem der Anlenkpleuel 13 mittels eines Drehlagers 25b drehbar gelagert ist. Das kleinere Pleuelauge 22 am oberen Ende der Pleuelstange 21 jedes Anlenkpleuels 20 bildet einen Teil eines Schwenkgelenks 25a zwischen dem Anlenkpleuel 20 und einem längeren Koppelarm 26 des benachbarten Koppel- glieds 11 , der auf der zum Hubarm 17 entgegengesetzten Seite der Kurbelwelle 2 über diese übersteht. Die Exzenterwelle 8 weist zwischen den benachbarten exzentrischen Hubzapfen 24 sowie an ihren Stirnenden zur Lagerung der Exzenterwelle 8 in Wellenlagern dienende, zur Drehachse 9 koaxiale Wellenabschnitte 27 auf.

Abgesehen von einer variablen Verdichtung kann mit dem zuvor beschriebenen Mehrgelenkskurbeltrieb 10 auch die Neigung der Kolbenpleuel 4 in Bezug zur Zylinderachse der zugehörigen Zylinder während der Drehung der Kurbelwelle 2 verringert werden, was zu einer Verringerung der Kolbensei- tenkräfte und damit der Reibkräfte zwischen den Kolben 2 und Zylinderwänden der Zylinder führt. Insgesamt kann mit dem hier beschriebenen Mehrgelenkskurbeltrieb 10 ein Arbeitshub der Kolben 3 in Abhängigkeit von einem momentanen Arbeitstakt der Brennkraftmaschine 1 gewählt werden. Weiter weist die Brennkraftmaschine 1 bzw. der Mehrgelenkskurbeltrieb 10 einen Aktuator oder Stellantrieb 28 (Fig. 3) auf, mit dem die Exzenterwelle 8 bei Bedarf innerhalb eines bestimmten Drehwinkelbereichs von etwa 180 Grad in eine gewünschte Drehwinkelstellung gedreht werden kann. Wie in Fig. 3 schematisch dargestellt, umfasst der Stellantrieb 28 einen klein bauenden Antriebsmotor 29 in Form eines umschaltbaren Gleichstrom-Elektromotors mit hoher Antriebsdrehzahl, dessen Drehrichtung durch Umpolung der Stromzufuhr umgekehrt werden kann. Weiter umfasst der Stellantrieb 28 ein Differenzgetriebe mit einem asymmetrischen Wirkungsgrad η, der hoch ist, wenn die Exzenterwelle 8 zur Verstellung des Verdichtungsverhältnisses ε mittels des Antriebsmotors 29 in eine gewünschte Drehwinkelstellung verdreht wird, und der niedrig ist, wenn die Exzenterwelle 8 zur Aufrechterhaltung des Verdichtungsverhältnisses ε mittels des Antriebsmotors 29 in der gewünschten Drehwinkelstellung festgehalten wird.

Bei den in Fig. 3 und 4 dargestellten Differenzgetrieben handelt es sich jeweils um ein Wellgetriebe, wobei das Wellgetriebe in Fig. 3 als Harmonie Drive ^® -Getriebe 30 und das Wellgetriebe in Fig. 4 als Hirn Drive ^® -Getriebe 44 ausgebildet ist.

Das Harmonie Drive ^® -Getriebe 30 in Fig. 3 umfasst ein am Antriebsmotor 29 angeflanschtes Getriebegehäuse 31 , das an seiner dem Antriebsmotor 29 zugewandten Seite mit einem starren ortsfesten Hohlrad 32 mit Innenver- zahnung 33 versehen ist, das koaxial zur Drehachse 9 der Exzenterwelle 8 und zur Drehachse 34 einer Abtriebswelle 35 des Antriebsmotors 29 ist. Das Getriebe 30 umfasst weiter einen radial einwärts vom Hohlrad 32 angeordneten Wellengenerator 36, der eine drehfest mit der Abtriebswelle 35 verbindbare Nabe 37, eine von der Nabe getragene Stahlscheibe 38 mit einem elliptischen äußeren Umfang, sowie ein Wälzlager 39 mit einem auf die Stahlscheibe 38 aufgeschrumpften Innenring umfasst. Außerdem umfasst das Getriebe 30 eine topfförmige verformbare zylindrische Stahlbüchse 40, die durch ein Verbindungselement 41 drehfest mit der Exzenterwelle 8 verbindbar und über ein Drehlager 43 gegenüber dem Getriebegehäuse 31 ab- gestützt ist. Das dem Antriebsmotor 29 zugewandte Ende der Stahlbüchse 40 ist mit einer Außenverzahnung 42 versehen, die der Innenverzahnung 33 gegenüberliegt und eine geringfügig kleinere Zähnezahl als diese besitzt.

Wenn die Nabe 37 des Wellengenerators 36 drehfest mit der Abtriebswelle 35 verbunden ist und dem Antriebsmotor 29 Strom zugeführt wird, dreht sich die elliptische Stahlscheibe 38 mit hoher Drehzahl und verformt dabei die Stahlbüchse 40. Infolge dieser Verformung tritt die Außenverzahnung 42 der Stahlbüchse 40 im Bereich der großen Ellipsenachse an zwei diametral gegenüberliegenden Stellen mit der Innenverzahnung 33 des Hohlrades 32 in Zahneingriff, während im Bereich der kleinen Ellipsenachse zwischen der Außenverzahnung 42 und der Innenverzahnung 33 kein Kontakt besteht. Infolge der geringfügig unterschiedlichen Zähnezahl der Außenverzahnung 42 und der Innenverzahnung 33 wird die Stahlbüchse 40 und damit die Exzenterwelle 8 bei jeder Umdrehung des Wellengenerators 36 um die Diffe- renz der Zähnezahlen gegenüber dem Hohlrad oder Außenring verdreht. Auf diese Weise kann bei einem Wirkungsgrad von über 85 % mit einer einzigen Getriebestufe ein sehr hohes Untersetzungsverhältnis von der Antriebsseite zur Abtriebsseite erzielt werden. Andererseits sind die Verluste bei der Übertragung von Momenten von der Abtriebsseite zur Antriebsseite sehr hoch und daher der Getriebewirkungsgrad sehr gering.

Das Hirn Drive ^® -Getriebe 44 in Fig. 4 unterscheidet sich von dem Harmonie Drive-Getriebe 30 in Fig. 3 dadurch, dass die Außenverzahnung 45 an einem verformbaren Außenring 46 eines Speichenrades 47 angebracht ist, der durch eine Mehrzahl von radialen Speichen 48 mit einem verformbaren Innenring 49 verbunden ist. Wie beim Harmonie Drive ^® -Getriebe 30 in Fig. 3 wird der Innenring 49 durch eine elliptische Scheibe 50 eines von der Abtriebswelle 51 des Antriebsmotors 29 angetriebenen Wellengenerators 51 verformt, wodurch die Außenverzahnung 45 des Außenrings 46 im Bereich der großen Ellipsenachse an zwei diametral gegenüberliegenden Stellen durch die Speichen 48 in Zahneingriff mit einer Innenverzahnung 52 eines starren ortsfesten Hohlrades 53 gedrückt wird. Dadurch besitzt das Getriebe 44 selbsthemmende Eigenschaften und damit von der Abtriebsseite zur Antriebsseite einen Wirkungsgrad von Null.

Wie in Fig. 3 schematisch dargestellt, ist der Antriebsmotor 29 durch eine Steuerleitung 44 mit einem Motorsteuergerät 45 der Brennkraftmaschine 1 verbunden und wird von diesem gesteuert. Im Betrieb der Brennkraftmaschine 1 wird durch den Gas- oder Verbrennungsdruck in den Zylindern eine nach unten gerichtete Kraft auf die Kolbenpleuel 4 ausgeübt. Dies führt dazu, dass über das Koppelglied 11 eine nach oben gerichtete Kraft in die Anlenkpleuel 20 eingeleitet wird. Da die Anlenk- pleuel 20 exzentrisch an der Exzenterwelle 8 angreifen, wird die Exzenter- welle 8 durch den Gas- oder Verbrennungsdruck ständig mit einem mehr oder weniger großen Moment beaufschlagt. Wenn die exzentrischen Hubzapfen 24 auf der von der Kurbelwelle 2 abgewandten Seite der Exzenterwelle 8 über diese überstehen, wie in Fig. 1 dargestellt, wird die Exzenterwelle 8 durch den Gas- oder Verbrennungsdruck ständig mit einem mehr oder weniger großen Moment beaufschlagt, das entgegen dem Uhrzeigersinn auf die Exzenterwelle 8 einwirkt.

Fig. 4 zeigt eine Prinzipdarstellung eines Kennfeldes einer vollvariablen Verdichtungsverstellung, in dem der effektive Mitteldruck pme in den Zylindern der Brennkraftmaschine 1 über die Drehzahl DRZ der Brennkraftmaschine 1 aufgetragen ist, wobei innerhalb des Kennfeldes verschiedene Verdichtungs- Verhältnisse ε-ι , ε ₂ , £3, ε ₄ , ε ₅ und ε ₆ dargestellt sind. Ein Pfeil A zeigt einen ersten Fall einer Veränderung des Betriebspunkts der Brennkraftmaschine 1 , bei dem die Drehzahl DRZ bei etwa gleichbleibendem effektivem Mitteldruck pme von etwa 2900 U/min auf etwa 4300 U/min ansteigt. Zur Optimierung des Kraftstoffverbrauchs muss in diesem ersten Fall das Verdichtungsverhältnis ε von z ₂ auf ε ₄ erhöht werden. Ein Pfeil B zeigt einen zweiten Fall einer Veränderung des Betriebspunkts der Brennkraftmaschine, bei dem sich bei geringfügig ansteigender Drehzahl DRZ der effektive Mitteldruck pme nahezu verdreifacht. In diesem zweiten Fall ist zur Optimierung des Kraftstoffverbrauchs eine Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses ε von ε ₅ auf ι erforderlich. Ein Pfeil C zeigt einen dritten Fall einer Veränderung des Betriebspunkts der Brennkraftmaschine 1 , bei dem die Drehzahl DRZ von etwa 2900 U/min auf etwa 4300 U/min ansteigt, jedoch gleichzeitig der effek- tive Mitteldruck pme von etwa 10 auf etwa 15 bar ansteigt. In diesem dritten Fall ist zur Optimierung des Kraftstoffverbrauchs keine Veränderung des Verdichtungsverhältnisses ε notwendig.

Im ersten Fall muss zur Einstellung des höheren Verdichtungsverhältnisses ε die Exzenterwelle 8 ein Stück weit im Uhrzeigersinn gedreht werden, so dass der Drehung das durch den Gas- oder Verbrennungsdruck hervorgerufene Moment entgegenwirkt. Im zweiten Fall muss zur Einstellung des niedrigeren Verdichtungsverhältnisses ε die Exzenterwelle 8 ein Stück weit entgegen dem Uhrzeigersinn gedreht werden, wobei die Drehung durch das vom Gas- oder Verbrennungsdruck hervorgerufene Moment unterstützt wird. Im dritten Fall muss die Exzenterwelle 8 gegen das vom Gas- oder Verbrennungsdruck hervorgerufene Moment festgehalten werden, um ein Verdichtungsverhältnis ε von ε ₄ aufrechtzuerhalten. Im ersten und im zweiten Fall erfolgt das Verstellen der Exzenterwelle 8 mit Hilfe des Stellantriebs 28. Dabei wird dem geregelten Antriebsmotor 29 unter der Steuerung des Motorsteuergeräts 45 in Abhängigkeit vom Betriebspunkt der Brennkraftmaschine 1 Strom zugeführt, um die Exzenterwelle 8 über das Getriebe 30 bzw. 44 zu verdrehen. Durch eine entsprechende Polung der Stromzufuhr wird die Drehrichtung des Antriebsmotors 29 entsprechend der gewünschten Verstell- oder Drehrichtung der Exzenterwelle 8 gesteuert. Infolge des hohen Getriebewirkungsgrads und des hohen Untersetzungsverhältnisses in der Richtung vom Antriebsmotor 29 zur Exzenterwelle 8 wird dazu selbst bei einer Drehung im Uhrzeigersinn nur ein relativ geringes Ver- Stellmoment benötigt, so dass der Antriebsmotor 29 klein ausgelegt und mit hoher Drehzahl betrieben werden kann.

Im dritten Fall wird der Stellantrieb 28 bzw. dessen Antriebsmotor 29 benutzt, um die Exzenterwelle 8 in der Drehwinkelstellung festzuhalten, die dem Ver- dichtungsverhältnis ε = ε ₄ entspricht. Dabei bewirkten der niedrige Getriebewirkungsgrad in der Richtung von der Exzenterwelle 8 zum Antriebsmotor 29 und das hohe Untersetzungsverhältnis in der Richtung vom Antriebsmotor 29 zur Exzenterwelle 8, dass der Antriebsmotor 29 nur einen geringen Haltestrom benötigt und nur ein geringes Haltemoment aufbringen muss, um die Exzenterwelle in der gewünschten Drehwinkelstellung festzuhalten.

Bei Verwendung des Hirn Drive ^® -Getriebes 44 wird aufgrund von dessen selbsthemmenden Eigenschaften weder ein Haltestrom benötigt, noch muss ein Haltemoment aufgebracht werden, was unter dem Gesichtspunkt der Energieeinsparung sehr vorteilhaft ist.