BRENNKRAFTMASCHINE MIT ZUMINDEST EINEM ZYLINDER

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zumindest einem Zylinder mit zumindest einem über mehrere Zylinderkopfschrauben pro Zylinder mit einem Zylindergehäuse verbundenen Zylinderkopf, wobei pro Zylinder zwei Einlassventile und zwei Auslassventile angeordnet sind, welche in Bezug zu einer Motorlängsebene ein verdrehtes Ventilbild aufweisen, wobei von jedem Auslassventil je ein Auslassteilkanal geführt ist und zu jedem Einlassventil je ein Einlassteilkanal führt, wobei die Schraubenachsen aller einem Zylinder zugeordneten Zylinderkopfschrauben miteinander parallel zur Zylinderachse angeordnete Zylinderkopfschraubenebenen aufspannen, wobei alle einem Zylinder zugeordneten Zylinderkopfschraubenebenen sowohl zur Motorlängsebene, als auch zu einer auf die Motorlängsebene normal stehenden Motorquerebene geneigt sind.

[0002] Zylinderköpfe mit verdrehtem Ventilbild aufweisende Brennkraftmaschinen sind aus den Veröffentlichungen DE 2 234 642 A1, DE 37 10 453 A1 oder DE 197 35 183 A1 bekannt.

[0003] Die Druckschrift DE 43 43 556 A1 beschreibt eine Brennkraftmaschine mit zwei Einlassventilen und zwei Auslassventilen pro Zylinder und einem verdrehten Ventilbild, wobei alle einem Zylinder zugeordneten Zylinderkopfschraubenebenen sowohl zur Motorlängsebene, als auch zur Motorquerebene geneigt angeordnet sind. Eine ähnliche Brennkraftmaschine ist in der DE 18 00 774 A1 gezeigt.

[0004] Die Veröffentlichung JP S58 180359 U offenbart eine Brennkraftmaschine mit vier Gaswechselventilen pro Zylinder, wobei das Ventilbild nicht verdreht ist und jedem Zylinder in Form eines Sechsecks angeordnete Zylinderkopfschrauben zugeordnet sind. Von jedem Auslasskanal ist jeweils ein Auslassteilkanal geführt und zu jedem Einlassventil ist jeweils ein Einlassteilkanal geführt. Die Auslassteilkanäle und die Einlassteilkanäle sind vereinigen sich innerhalb des Zylinderbohrungsdurchmessers zu einem gemeinsamen Auslasskanal bzw. einem gemeinsamen Einlasskanal.

[0005] Die JP S60 162241 U offenbart eine Brennkraftmaschine mit vier Ventilen pro Zylinder, die verdreht angeordnet sind. Die in Form eines Sechseckes angeordneten Zylinderkopfschrauben spannen Ebenen auf, welche sowohl geneigt zur Motorlängsebene, als auch geneigt zur Motorquerebene ausgebildet sind.

[0006] Bei Brennkraftmaschinen mit hohem Zylinderdruck, zum Beispiel ab etwa 200 bar, treten in Hinsicht auf Langlebigkeit und Dauerhaltbarkeit verschiedene Probleme auf. Insbesondere bei Motoren mit je zwei Ein- und Auslassventilen muss die Steifigkeit der Zylinderkopfstruktur möglichst gleichmäßig sein, um den hohen Druckbelastungen Stand zu halten. Insbesondere im Bereich der Einlass- und Auslasskanäle, speziell zwischen deren Teilkanälen, kann sich durch den dafür erforderlichen Raumbedarf eine geringere Stützwirkung ergeben. Die Flexibilität bei der Erzeugung des Dralls in den Kanälen ist aufgrund der beschränkten Platzverhältnisse, die sich aufgrund der höheren Anforderungen hinsichtlich Belastungen ergeben, stark eingeschränkt. Aufgrund der Konstellation aus Einlass- und Auslasskanälen und auch der Positionierung der Zylinderkopfschrauben, ergibt sich meist auch ein relativ komplexer Ventiltrieb.

[0007] Auch bei der Ausgestaltung des Wassermantels im Zylinderkopf kommt es zu Nachteilen, da sich insbesondere bei leicht gedrehten Ventilbildern die notwendigen Wasserkanalquerschnitte bzw. Kerndicken für einen gut gekühlten Wassermantel, insbesondere für eine optimale Kühlung der Sitzring-Zwischenräume schwer umsetzen lassen.

[0008] Zusätzlich zu den genannten Problemen fungiert die Positionierung der üblicherweise vier bis sechs Zylinderkopfschrauben als zusätzliches einschränkendes, zu berücksichtigendes Element. Vielfach ergeben sich speziell durch diese Anforderung größere Zylinderabstände bzw. sind Komponenten rund um den Zylinderkopf schwer unterzubringen. Dies wirkt dem Wunsch nach knappen Motordimensionen entgegen.

[0009] Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden und mit geringem Aufwand eine kompakte, struktursteife Brennkraftmaschine mit einfachem Ventiltrieb zu schaffen, welche eine möglichst hohe Flexibilität bei der Positionierung von Komponenten ermöglicht.

[0010] Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass sich die Auslassteilkanäle außerhalb eines Zylinderbohrungsdurchmessers zu einem gemeinsamen Auslasskanal vereinigen und/oder ein gemeinsamer Einlasskanal sich im Bereich eines Zylinderbohrungsdurchmessers in die Einlassteilkanäle aufteilt, wobei der Flächeninhalt eines Dreiecks bestehend aus einer Projektion der Einlassventilachsen und eines Einlasskanaltrennungspunkts und/oder der Auslassventilachsen und eines Auslasskanalverbindungspunkt in die Ebene in bzw. parallel zu einer Zylinderkopfdichtebene zwischen 5 Prozent und 15 Prozent der Bohrungsfläche beträgt.

[0011] Vorzugsweise beträgt der Flächeninhalt des Dreiecks 7 Prozent der Bohrungsfläche. Insbesondere dadurch lässt sich eine günstige Zylinderkopfsteifigkeit bewirken.

[0012] Die Zylinderkopfschraubenanordnung ist damit um die Zylinderachse gedreht. Varianten der Erfindung sind beispielsweise in Einzelzylinderköpfen umgesetzt und/oder in Brennkraftmaschinen mit einem bzw. mehreren Zylindern, deren Zylinderköpfe mit vier Zylinderkopfschrauben fixiert sind.

[0013] Die Motorlängsebene wird durch die Kurbelachse der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine und zumindest einer Zylinderachse eines Zylinders aufgespannt. Als Motorquerebenen werden hier Normalebenen auf die Motorlängsebene verstanden, welche durch die Zylinderachse oder parallel dazu verlaufen.

[0014] Unter Ventilbild ist hier die im Grundriss eines Zylinders betrachtete Anordnung der Einlass- und Auslassventile zu verstehen. Als verdrehtes Ventilbild wird ein Ventilbild bezeichnet, bei dem die Ventil-Symmetrieebene mit der Motorlängsebene einen Verdrehwinkel ungleich 0° (außerdem ungleich 90°, 180° und 270°) einschließt, wobei die Ventil-Symmetrieebene durch die Zylinderachse oder parallel zur Zylinderachse und durch den Mittelpunkt des Abstandes zwischen den Einlassventilen und den Mittelpunkt des Abstandes zwischen den Auslassventilen verläuft. In einer Variante der Erfindung beträgt der Verdrehwinkel des Ventilbildes α zwischen 35° und 50°, vorzugsweise 45°. Dadurch lässt sich eine günstige Konfiguration aus Kanalverläufen, Ventiltriebspositionierung und allgemein für das Packaging erreichen.

[0015] Das Schraubenbild kann die Form eines Vieleckes, beispielsweise eines Viereckes - insbesondere eines Rechteckes oder eines Quadrates - aufweisen. Günstigerweise ist das Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben zumindest eines Zylinders in Bezug auf die Zylinderachse verdreht.

[0016] Unter Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben wird hier die im Grundriss eines Zylinders betrachtete Anordnung der Schraubenachsen der Zylinderkopfschrauben verstanden. Im vorliegend beschriebenen Fall liegen besagte Schraubenachsen an den Eckpunkten eines Vielecks. Unter einem in Bezug auf die Zylinderachse verdrehten Schraubenbild ist hier ein Schraubenbild zu verstehen, bei dem alle durch jeweils zwei benachbarte oder beispielsweise diametral gegenüberliegende Zylinderkopfschrauben definierte Zylinderkopfschraubenebenen (die jeweilige Zylinderkopfschraubenebene wird also durch die Schraubenachse der zugehörigen Zylinderkopfschrauben aufgespannt) zweier Zylinderkopfschrauben eines Zylinders - im Grundriss betrachtet - zur Motorlängsebene und/oder zur Motorquerebene geneigt bzw. gedreht sind. Dies steht im Kontrast zu den aus dem Stand der Technik bekannten Anordnungen mit nicht verdrehten Schraubenbildern der Zylinderkopfschrauben, bei denen zumindest zwei benachbarte oder gegenüberliegende Zylinderkopfschrauben eines Zylinders eine Zylinderkopfschraubenebene aufspannen, die parallel zur Motorlängsebene oder parallel zur Motorquerebene ausgebildet ist.

[0017] Es hat sich gezeigt, dass eine hohe Flexibilität in der Anordnung der Komponenten eines Zylinders, beispielsweise der Zündeinrichtungen oder Einspritzeinrichtungen erzielt werden kann, wenn jede einem Zylinder zugeordnete Zylinderkopfschraubenebene mit der Motorlängsachse einen von Null verschiedenen Schraubenebenenwinkel einschließt. Der Verdrehwinkel des Schraubenbildes kann beispielsweise durch den kleinsten aller einem Zylinder zugeordneten Schraubenebenenwinkel definiert werden. Besonders vorteilhaft ist es, wenn der Verdrehwinkel des Schraubenbildes zwischen etwa 5° und 45°, vorzugsweise zwischen etwa 15° und 30°, beispielsweise 23°, beträgt.

[0018] In weiterer Ausführung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Absolutbeträge des Verdrehwinkels des Schraubenbildes und des Verdrehwinkels des Ventilbildes gleich ausgebildet sind. Im Vergleich zu einem unverdrehten Ventilbild mit konventionell angeordneten Zylinderkopfschrauben sind hier die Einlass- und Auslassventile samt dem Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben also um den gleichen Winkelbetrag - entweder gleich-, oder entgegengesetzt orientiert - um die Zylinderachse verdreht angeordnet. Der Verdrehwinkel des Ventilbildes ist dabei als Winkel zwischen einer zwischen einerseits zwei Einlassventilen und andererseits zwei Auslassventilen verlaufenden Ventil-Symmetrieebene und einer Motorlängsebene definiert.

[0019] Um insbesondere bei zumindest zwei als Einzelzylinderköpfe ausgebildeten Zylinderköpfen zweier benachbarter Zylinder eine kompakte und raumsparende Konstruktion zu ermöglichen, ist es vorteilhaft, wenn zumindest eine Zylinderkopfschraube eines ersten Zylinderkopfes und zumindest eine Zylinderkopfschraube eines zweiten Zylinderkopfes von benachbarten Zylindern im Bereich zumindest einer zwischen den benachbarten Zylindern verlaufenden Motorquerebene angeordnet sind. Vorzugsweise überlappen oder -decken sich dabei die Abbildungen der Zylinderkopfschrauben in einer Parallelprojektion auf die Motorlängsebene.

[0020] Die Zylinderkopfschrauben sind insbesondere bei Einzelzylinderköpfen üblicherweise im Bereich von laschenartigen Anformungen des Zylinderkopfes angeordnet, welche Anformungen den Platzbedarf des Zylinderkopfes erhöhen. Zwischen zwei Anformungen weist der Zylinderkopf im Allgemeinen eine geringere radiale Erstreckung auf. Der erforderliche Bauraum kann wesentlich reduziert werden, wenn zwischen zwei benachbarten Anformungen eines Zylinders eine Anformung eines Zylinderkopfes eines benachbarten Zylinders positioniert wird.

[0021] In einer Variante der Erfindung beträgt der Winkel γ₁ zwischen der Einlassventil-Symmetrieebene und der Motorlängsebene und/oder der Winkel γ₂ zwischen der Auslassventil-Symmetrieebene und der Motorlängsebene zwischen 35° und 50°, vorzugsweise 45°. In einer weiteren Variante der Erfindung sind dabei der Winkel γ₁ zwischen der Einlassventil-Symmetrieebene und der Motorlängsebene und/ oder der Winkel γ₂ zwischen der Auslassventil-Symmetrieebene und der Motorlängsebene identisch zum Verdrehwinkel α des Ventilbildes.

[0022] Die Erfindung wird im Folgenden anhand der nicht einschränkenden Figuren näher erläutert. Es zeigen schematisch:

Fig. 1

einen Zylinderkopf einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine in einer Draufsicht;

Fig. 2

diesen Zylinderkopf samt Ventilbetätigungseinrichtungen in einer Draufsicht;

Fig. 3

eine aus zwei Zylindern bestehende Motorbank einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine in einer Draufsicht;

Fig. 4 und Fig. 5

weitere Darstellungen des Zylinderkopfs aus Fig. 1; und

Fig. 6

eine weitere Darstellung des Zylinderkopfs aus Fig. 2.

[0023] Funktionsgleiche Teile sind in den Ausführungen und den Figuren aus Gründen der Übersichtlichkeit mit gleichen Bezugszeichen versehen. Weiters sind die schematisch dargestellten Zylinderköpfe auf die wesentlichsten Merkmale reduziert, wobei insbesondere vor allem die Zylinderkopfaußenkontur, die Kontur der Einlass- und Auslasskanäle und einlass- und auslassventilseitige Elemente der Ventilbetätigungseinrichtung dargestellt sind.

[0024] Fig. 1 zeigt eine Draufsicht auf einen Zylinderkopf 11 einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine 2. Die dargestellte Lösung ist insbesondere vorteilhaft für Brennkraftmaschinen mit Zylinderinnendrücken von ca. 200 bar und darüber. Je Zylinder 1 sind zwei Einlassventile 3, 4 und zwei Auslassventile 5, 6 vorgesehen. In der Mitte zwischen den Einlass- 3, 4 und Auslassventilen 5, 6 ist eine Einsatzöffnung 16 für z.B. eine Kraftstoffeinspritzvorrichtung bzw. einen Injektor angeordnet. In der Mitte der Einsatzöffnung 16 bzw. des Kreises 8, der den Zylinderbohrungsdurchmesser bezeichnet, verläuft vertikal zur Bildebene die Zylinderachse 1a.

[0025] Die Einlassventile 3, 4 werden über einen gemeinsamen Einlasskanal 7 beströmt, wobei sich der Einlasskanal 7 in Richtung Zylinderachse 1a ungefähr im Bereich des Zylinderbohrungsdurchmessers - angedeutet durch den Kreis 8 - in zu je einem Einlassventil 3, 4 führende Einlassteilkanäle 7a, 7b aufteilt. Dabei ist in Fig. 4 ein Einlasskanaltrennungspunkt 30 dargestellt: Dabei handelt es sich in einer Projektion der Kanalverläufe in eine Ebene in bzw. parallel zu einer Zylinderkopfdichtebene (entspricht in der Fig. 4 der Blattebene) um denjenigen Punkt im Trennungsbereich der Einlassteilkanäle 7a, 7b, der der Zylinderachse 1a am nächsten liegt. Trennungsbereich bedeutet hier, dass aufgrund der Querschnittsform der Kanäle kein genauer Trennungspunkt definierbar ist. Fig. 4 zeigt außerdem die Einlassventilachsen 3a, 4a, die normal zur Blattebene der Fig. 4 verlaufen und gleichzeitig die Mittelpunkte der jeweiligen Ventilöffnungen bilden.

[0026] Von jedem Auslassventil 5, 6 führt je ein Auslassteilkanal 9a, 9b aus, die sich in von der Zylinderachse 1a wegführender Richtung ebenfalls außerhalb des Zylinderbohrungsdurchmessers zu einem gemeinsamen Auslasskanal 9 vereinigen. In Fig. 4 ist ein Auslasskanalverbindungspunkt 31 zu erkennen: Dabei handelt es sich in einer Projektion der Kanalverläufe in eine Ebene in bzw. parallel zu einer Zylinderkopfdichtebene (entspricht in der Fig. 4 der Blattebene) um denjenigen Punkt des Verbindungsbereichs der Auslassteilkanäle 9a, 9b, der der Zylinderachse 1a am nächsten liegt. Auch berücksichtigt der Begriff Verbindungsbereich das querschnittsbedingte Zusammenlaufen der Auslassteilkanäle 9a, 9b. Fig. 4 zeigt außerdem die Auslassventilachsen 5a, 6a, die normal zur Blattebene der Fig. 4 verlaufen und gleichzeitig die Mittelpunkte der jeweiligen Ventilöffnungen bilden.

[0027] Einlasskanal 7 und Auslasskanal 9 führen zu einem Einlassflansch 7c bzw. Auslassflansch 9c.

[0028] In einer nicht dargestellten Variante ist auch vorgesehen, dass entweder die Einlassteilkanäle 7a, 7b oder die Auslassteilkanäle 9a, 9b nicht zusammengeführt werden, sondern zu jeweils eigenen Einlassteilflanschen und Auslassteilflanschen führen.

[0029] Wie in Fig. 2 gezeigt ist, erfolgt die Betätigung der Ventile 3, 4, 5, 6 durch einen Ventiltrieb bekannter Art über jeweils die Einlass- 3, 4 und Auslassventile 5, 6 verbindende Ventilbrücken 10a, 10b, die über Ventilfederpakete 14 und eine auf einer Kipphebelachse 12 gelagerte Kipphebelanordnung 13 - nämlich einen Einlasskipphebel 13a und einen Auslasskipphebel 13b - über Stoßstangen 15a, 15b betätigbar sind.

[0030] Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist ein gedrehtes Ventilbild realisiert. Das bedeutet, dass die Positionen der Einlass- 3, 4 und Auslassventile 5, 6 bzw. der zugehörigen Öffnungen im oder entgegen dem Uhrzeigersinn um die Zylinderachse 1a rotiert sind. Als verdrehtes Ventilbild wird ein Ventilbild bezeichnet, bei dem die Ventil-Symmetrieebene 17 mit der Motorlängsebene 2a einen Verdrehwinkel α <0 einschließt.

[0031] Als Ventil-Symmetrieebene 17 wird eine normal zur Bildebene bzw. zur mit der Bildebene zusammenfallenden Zylinderkopfdichtfläche durch den Mittelpunkt 17a des Abstands zwischen den Einlassventilen 3, 4 und den Mittelpunkt 17b des Abstands zwischen den Auslassventilen 5, 6 verlaufende Ebene bezeichnet.

[0032] Gegenüber einem herkömmlichen Tandem-Ventilbild, wo die Ventil-Symmetrieebene 17 parallel zu bzw. mit der Motorlängsebene 2a zusammenfallend verläuft, ist im dargestellten Ausführungsbeispiel die Ventil-Symmetrieebene 17 um einen Winkel α von ca. 35°-45°gegen die Motorlängsebene 2a geneigt. Die Verästelungen der Einlassteilkanäle 7a, 7b und Auslassteilkanäle 9a, 9b verläuft innerhalb des den Zylinderbohrungsdurchmesser darstellenden Kreises 8 zumindest annähernd parallel bzw. symmetrisch zur Ventil-Symmetrieebene 17 der Einlassventile 3, 4 bzw. Auslassventile 5, 6.

[0033] Die Einlassventil-Symmetrieebene 171 (Fig. 4) verläuft normal zur Bildebene bzw. zur mit der Bildebene zusammenfallenden Zylinderkopfdichtfläche und normal zur Verbindungsebene der Einlassventilachsen 3a, 4a (diese Verbindungsebene verläuft durch die beiden Ventilachsen) durch den Mittelpunkt 17a des Abstands zwischen den Einlassventilen 3, 4. Der Winkel γ₁ zwischen der Einlassventil-Symmetrieebene 171 und der Motorlängsebene 2a beträgt zwischen 15° und 85°, vorzugsweise 45° - in dieser bevorzugten Variante ist er damit identisch zum Winkel α zwischen Ventil-Symmetrieebene 17 und Motorlängsebene 2a.

[0034] Die Auslassventil-Symmetrieebene 172 verläuft ebenfalls normal zur Bildebene bzw. zur mit der Bildebene zusammenfallenden Zylinderkopfdichtfläche und normal zur Verbindungsebene der Auslassventilachsen 5a, 6a (diese Verbindungsebene verläuft durch die beiden Ventilachsen) durch den Mittelpunkt 17b des Abstands zwischen den Auslassventilen 3, 4. Der Winkel γ₂ zwischen der Auslassventil-Symmetrieebene 172 und der Motorlängsebene 2a beträgt ebenfalls zwischen 15° und 85°, vorzugsweise 45° - in dieser bevorzugten Variante ist er damit identisch zum Winkel α zwischen Ventil-Symmetrieebene 17 und Motorlängsebene 2a.

[0035] Die Einlassteilkanäle 7a, 7b und/oder die Auslassteilkanäle 9a, 9b verlaufen damit innerhalb des Zylinderbohrungsdurchmessers parallel bzw. symmetrisch zur Ventil-Symmetrieebene 17 oder jeweils zur Einlassventil- 171 oder Auslassventil-Symmetrieebene 172.

[0036] Gleichzeitig lassen sich gute Steifigkeiten des Zylinderkopfes und gute Befüllungsverhältnisse durch optimale Einströmung realisieren, wenn folgende Verhältnisse vorliegen:
Das von einer Projektion jeweils der Einlassventilachsen 3a, 4a und des Einlasskanaltrennungspunkts 30 und/oder der Auslassventilachsen 5a, 6a und des Auslasskanalverbindungspunkt 31 in die Ebene in bzw. parallel zur Zylinderkopfdichtebene (entspricht in der Fig. 4 der Blattebene) gebildete Dreieck hat eine Fläche, die 5 bis 15 Prozent, vorzugsweise 7 Prozent der Bohrungsfläche entspricht. Bohrungsfläche bezeichnet hier die Fläche des Kreises 8, der den Zylinderbohrungsdurchmesser bezeichnet. Dabei können das einlass- und auslassseitig gebildete Dreieck gleiche, aber auch unterschiedliche Flächeninhalte innerhalb der angegebenen Grenzen haben.

[0037] Die nur durch die Schraubenbohrungen angedeuteten Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 sind an den Eckpunkten einer als Vieleck ausgeführten Zylinderkopfaußenkontur 23 des Zylinderkopfes 11, im dargestellten Ausführungsbeispiel eines Quadrats, im Bereich zugeordneter laschenartiger Anformungen 25, 26, 27, 28 angeordnet. Anstatt der dargestellten vier Schrauben können auch mehr Schrauben vorgesehen sein, ebenso kann das Vieleck als Rechteck, Sechseck oder anders geartetes Polygon ausgeführt sein.

[0038] Erfindungsgemäß ist das im Ausführungsbeispiel als Viereck ausgebildeten Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 um die Zylinderachse 1a gedreht. Im vorliegenden Fall erfolgt eine Drehung des Schraubenbildes um einen Verdrehwinkel β=23° gegen den Uhrzeigersinn, grundsätzlich kann aber je nach Bedarf eine Drehung von zwischen 15° und 30° realisiert werden.

[0039] Bei dem erfindungsgemäßen verdrehten Schraubenbild sind alle durch die Achsen 19a, 20a, 21a, 22a von jeweils zwei oder beispielsweise diametral gegenüberliegenden Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 definierte Zylinderkopfschraubenebenen 24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f zweier Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 eines Zylinders 1 - im Grundriss betrachtet - zur Motorlängsebene 2a und/oder zur Motorquerebene 2b um jeweils einen Schraubenebenenwinkel geneigt ausgebildet. Der Verdrehwinkel β des Schraubenbildes wird durch die Abweichung von einem konventionellen unverdrehten Schraubenbild definiert, bei dem zumindest eine Zylinderkopfschraubenebene 24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f parallel zur Motorlängsebene 2a oder zur Motorquerebene 2b ausgebildet ist. Bei einem in Bezug auf die Zylinderachse 1a punktsymmetrischen Schraubenbild wird der Verdrehwinkel β des Schraubenbildes durch den kleinsten aller einem Zylinder 1 zugeordneten Schraubenebenenwinkel definiert. In einer für andere Schraubenbilder gültigen Variante wird der Verdrehwinkel β durch den Schraubenebenenwinkel zwischen den zwei Zylinderkopfschrauben definiert, die einander hinsichtlich Zylinderachse 1a gegenüber liegen und dabei jeweils der Motorlängsebene 2a am nächsten sind. In der Darstellung von Fig. 1 würde das also die Zylinderkopfschraube 20 links unten und die Zylinderkopfschraube 22 rechts oben betreffen - "links unten" und "rechts oben" dabei immer hinsichtlich der Darstellung in Fig. 1.

[0040] Dabei sind gemäß einer weiteren, in Fig. 5 dargestellten Variante folgende Verhältnisse von Relevanz:
Bei gleichverteiltem Zylinderkopfschraubenbild ergibt sich für einen durch die Mittelpunkte aller Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 (bzw. deren Achsen 19a, 20a, 21a, 22a) verlaufenden Kreis mit Mittelpunkt Zylinderachse 1a ein Zylinderkopfschraubenradius 32. Für optimale Festigkeit des Zylinderkopfes beträgt dieser Zylinderkopfschraubenradius 32 zwischen 60 Prozent und 95 Prozent, vorzugsweise 78 Prozent des Zylinderbohrungsdurchmessers 33 (also des Durchmessers des Kreises 8). Der Zylinderkopfschraubenabstand 34 zwischen einander direkt beabstandeten Zylinderkopfschrauben beträgt dann im Ausführungsbeispiel der Fig. 1 und Fig. 5 mit vier Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 zwischen 100 Prozent und 120 Prozent, vorzugsweise 111 Prozent des Zylinderbohrungsdurchmessers 33. Bei einer nicht dargestellten Version mit sechs Zylinderkopfschrauben beträgt der Zylinderkopfschraubenabstand zwischen einander beabstandeten Schrauben zwischen 70 Prozent und 90 Prozent, vorzugsweise 78 Prozent des Zylinderbohrungsdurchmessers.

[0041] In einer vorteilhaften Ausführungsform sind Ventilbild und Zylinderkopfschrauben um denselben Winkel um die Zylinderachse 1a gedreht, bzw. um denselben Absolutbetrag, aber in Gegenrichtung.

[0042] Aufgrund der Drehung des Vielecks, an dessen Ecken die Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 angeordnet sind, lässt sich eine Reihe von Vorteilen umsetzen. Im Gegensatz zu aus dem Stand der Technik bekannten Lösungen kann der Verlauf des Einlasskanals 7, der Einlassteilkanäle 7a, 7a bzw. des Auslasskanals 9 und der Auslassteilkanäle 7a, 7a flexibler gestaltet werden. Einerseits lässt sich dadurch der Drall besser adaptieren, andererseits ergibt sich insbesondere durch die dadurch ermöglichte Verästelung mit breiterem Abstand zwischen den Teilkanälen eine Zylinderkopfstruktur mit größerer Festigkeit umsetzen, da im breiteren Abstand zusätzliches Material vergossen werden kann. Außerdem ergibt sich eine maximale Füllung des Zylinders durch bestmögliche Einströmung.

[0043] Durch die Verdrehung lassen sich die Kanalverläufe - hier speziell des Auslasskanals 9 - aus dem Wirkbereich des Ventiltriebs verschieben, wodurch ein einfacherer Ventiltrieb zum Einsatz kommen kann. Ähnlich einem Standardventilbild wie dem eingangs erwähnten Tandem-Ventilbild können einachsige Ausführungen mit geraden Kipphebeln verwendet werden. Fig. 6 zeigt eine derartige Ausführung, wo der Winkel der Längsachsen der Einlass- 13a und Auslasskipphebel 13b dargestellt ist. Der Winkel δ zwischen der Einlasskipphebellängsachse 130a und der Motorlängsebene 2a und der Winkel ε zwischen der Auslasskipphebelachse 130b und der Motorlängsebene 2a beträgt dabei jeweils zwischen 65° und 115°, vorzugsweise 80°. Die Winkel können dabei gleich, aber auch unterschiedlich innerhalb der angegebenen Bereiche ausgeführt sein.

[0044] Damit ist eine bessere Positionierung des Ventiltriebs möglich, insbesondere bei parallelem Verlaufen der Nockenwelle (nicht dargestellt) zur Motorlängsebene 2a. Es ergeben sich günstige Übersetzungen bzw. Hebelanordnungen des Ventiltriebs und Vorteile im Packaging. Auf aufwändige, teure gewinkelte Hebellösungen kann verzichtet werden.

[0045] Aufgrund der Verdrehung der Position der Zylinderkopfschrauben 19, 20, 21, 22 und flexiblere Kanalführung ist im Zylinderbock auch mehr Platz für Kühlungsvorrichtungen, da Kühlmantelkerne mit dickeren Wandstärken ausgeführt werden können, was zu höherem Kühlmittelmassenstrom und entsprechend besserer Kühlung führt. Der zusätzliche Platz lässt sich auch für die Anordnung von Messsensorik nutzen.

[0046] Ein weiterer Vorteil ist in Fig. 3 erkennbar: Hier sind ein erster 1' und ein zweiter Zylinder 1" sowie ein erster und ein zweiter Zylinderkopf 11', 11" einer erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine 2 dargestellt, wobei natürlich noch weitere, benachbarte Zylinder vorhanden sein können. Die Zylinderköpfe 11', 11" sind im Beispiel als Einzelzylinderköpfe ausgebildet.

[0047] Dabei ist eine Zylinderkopfschraube 20' des ersten Zylinderkopfes 11' und eine Zylinderkopfschraube 22" des zweiten Zylinderkopfes 11" der benachbarten Zylindern 1', 1" im Bereich einer zwischen den benachbarten Zylindern verlaufenden Motorquerebene 2c so angeordnet, dass sich die Abbildungen der Zylinderkopfschrauben 20', 22" in einer Parallelprojektion auf die Motorlängsebene 2a überlappen oder überdecken.

[0048] Aufgrund der um die jeweilige Zylinderachse 1a', 1a" gedreht angeordneten Zylinderkopfschrauben 19', 20', 21', 23'; 19", 20", 21", 22" der Zylinderköpfe 11', 11" können die benachbarten Zylinder 1', 1" näher aneinander gerückt werden, wodurch die Baulänge der resultierenden Motorbank reduziert wird. Gegenüber herkömmlichen Anordnungen ergibt sich also eine kompaktere Bauform, die dadurch auch geringere Materialkosten und geringeres Gewicht bewirkt.

[0049] Eine besonders günstige Ausführung ergibt sich beispielsweise dann, wenn die Ventil-Symmetrieebene 17 um einen Winkel α von 35°-50°, vorzugsweise 45° gegen die Motorlängsebene 2a verdreht ist und wenn das Zylinderkopfschraubenvieleck um einen Verdrehwinkel β von 15°-35°, vorzugsweise 25° gegen die Motorlängsebene 2a verdreht ist.

[0050] Günstigerweise beträgt außerdem zusammengeführten Kanalästen der Flächeninhalt eines Dreiecks bestehend aus einer Projektion der Einlassventilachsen 3a, 4a und des Einlasskanaltrennungspunkts 30 und/oder der Auslassventilachsen 5a, 6a und des Auslasskanalverbindungspunkt 31 in die Ebene in bzw. parallel zur Zylinderkopfdichtebene (entspricht in der Fig. 4 der Blattebene) zwischen 5 Prozent und 15 Prozent, vorzugsweise 7 Prozent der Bohrungsfläche.

Ansprüche

1. Brennkraftmaschine (2) mit zumindest einem Zylinder (1, 1', 1") mit zumindest einem über mehrere Zylinderkopfschrauben (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22'; 19", 20", 21", 22") pro Zylinder (1, 1', 1") mit einem Zylindergehäuse verbundenen Zylinderkopf (11, 11', 11"), wobei pro Zylinder (1, 1', 1") zwei Einlassventile (3, 4) und zwei Auslassventile (5, 6) angeordnet sind, welche in Bezug zu einer Motorlängsebene (2a) ein verdrehtes Ventilbild aufweisen, wobei von jedem Auslassventil (5, 6) je ein Auslassteilkanal (9a, 9b) geführt ist und zu jedem Einlassventil (3, 4) je ein Einlassteilkanal (7a, 7b) führt, wobei die Schraubenachsen (19a, 20a, 21a, 22) aller einem Zylinder (1, 1', 1") zugeordneten Zylinderkopfschrauben (19, 20, 21, 22; 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") miteinander parallel zur Zylinderachse (1a) angeordnete Zylinderkopfschraubenebenen (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) aufspannen, wobei alle einem Zylinder (1, 1', 1") zugeordneten Zylinderkopfschraubenebenen (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) sowohl zur Motorlängsebene (2a), als auch zu einer auf die Motorlängsebene (2a) normal stehenden Motorquerebene (2b, 2c) geneigt sind, dadurch gekennzeichnet, dass sich die Auslassteilkanäle (9a, 9b) außerhalb eines Zylinderbohrungsdurchmessers zu einem gemeinsamen Auslasskanal (9) vereinigen und/oder ein gemeinsamer Einlasskanal (7) sich im Bereich eines Zylinderbohrungsdurchmessers in die Einlassteilkanäle (7a, 7b) aufteilt, wobei der Flächeninhalt eines Dreiecks bestehend aus einer Projektion der Einlassventilachsen (3a, 4a) und eines Einlasskanaltrennungspunkts (30) und/oder der Auslassventilachsen (5a, 6a) und eines Auslasskanalverbindungspunkt (31) in die Ebene in bzw. parallel zu einer Zylinderkopfdichtebene zwischen 5 Prozent und 15 Prozent der Bohrungsfläche beträgt.

2. Brennkraftmaschine (2) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Flächeninhalt des Dreiecks 7 Prozent der Bohrungsfläche beträgt.

3. Brennkraftmaschine (2) nach Anspruch 1 oder 2, wobei ein Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben (19, 20, 21, 22; 19', 20', 21', 22'; 19", 20", 21", 22") zumindest eines Zylinders (11, 11', 11") - im Grundriss betrachtet - in der Form eines Vieleckes angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, dass das Schraubenbild der Zylinderkopfschrauben (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") zumindest eines Zylinders (1, 1', 1") in Bezug auf die Zylinderachse (1a) verdreht ist.

4. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass jede einem Zylinder (1, 1', 1") zugeordnete Zylinderkopfschraubenebene (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) mit der Motorlängsachse (2a) einen von Null unterschiedlichen Schraubenebenenwinkel einschließt.

5. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdrehwinkel (β) des Schraubenbildes zwischen etwa 5° und 45°, vorzugsweise zwischen etwa 15° und 30° beträgt.

6. Brennkraftmaschine (2) nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass, der Verdrehwinkel (β) des Schraubenbildes durch den kleinsten aller einem Zylinder (1, 1', 1") zugeordneten Schraubenebenenwinkel definiert ist.

7. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdrehwinkel (β) des Schraubenbildes und der Verdrehwinkel (α) des Ventilbildes ihrem Absolutbetrag nach gleich ausgebildet sind.

8. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, mit zumindest zwei als Einzelzylinderköpfe ausgebildeten Zylinderköpfen (11', 11") zweier benachbarter Zylinder (1', 1"), dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine Zylinderkopfschraube (20')eines ersten Zylinderkopfes (11') und zumindest eine Zylinderkopfschraube (22") eines zweiten Zylinderkopfes (11") von benachbarten Zylindern (1', 1") im Bereich zumindest einer zwischen den benachbarten Zylindern (1', 1") verlaufenden Motorquerebene (2c) angeordnet sind.

9. Brennkraftmaschine (2) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass sich die Abbildungen der Zylinderkopfschrauben (20', 22") in einer Parallelprojektion auf die Motorlängsebene (2a) überlappen oder überdecken.

10. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass jede Zylinderkopfschraube (19', 20', 21', 23'; 19", 20", 21", 22") in einer laschenartigen Anformung (25', 26', 27', 28'; 25", 26", 27", 28") des Zylinderkopfes (11', 11") angeordnet ist und zwischen zwei benachbarten Anformungen (26', 27'; 25", 28") zumindest eines Zylinderkopfes (11', 11") eine Anformung (28"; 26') eines benachbart angeordneten Zylinderkopfes (11', 11") positioniert wird.

11. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Verdrehwinkel (α) des Ventilbildes zwischen 35° und 50°, vorzugsweise 45° beträgt.

12. Brennkraftmaschine (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel (γ₁) zwischen der Einlassventil-Symmetrieebene (171) und der Motorlängsebene (2a) und/oder der Winkel (γ₂) zwischen der Auslassventil-Symmetrieebene (172) und der Motorlängsebene (2a) zwischen 35° und 50°, vorzugsweise 45° beträgt.

13. Brennkraftmaschine (2) nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel (γ₁) zwischen der Einlassventil-Symmetrieebene (171) und der Motorlängsebene (2a) und/oder der Winkel (γ₂) zwischen der Auslassventil-Symmetrieebene (172) und der Motorlängsebene (2a) identisch sind zum Verdrehwinkel (α) des Ventilbildes.

Claims

1. Internal combustion engine (2), comprising at least one cylinder (1, 1', 1") with at least one cylinder head (11, 11', 11") which is connected to a cylinder housing via a plurality of cylinder head bolts (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22'; 19", 20", 21", 22") per cylinder (1, 1', 1"), wherein two inlet valves (3, 4) and two outlet valves (5, 6) are arranged per cylinder (1, 1', 1"), which valves have a twisted valve pattern in relation to an engine longitudinal plane (2a), wherein one outlet sub-passage (9a, 9b) is guided from each outlet valve (5, 6) and one inlet sub-passage (7a, 7b) is guided to each inlet valve (3, 4), wherein the bolt axes (19a, 20a, 21a, 22) of all cylinder head bolts (19, 20, 21, 22; 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") associated with a cylinder (1, 1', 1") define cylinder head bolt planes (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) which are arranged in a mutually parallel manner relative to the cylinder axis (1a), wherein all cylinder head bolt planes (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) associated with a cylinder (1, 1', 1") are inclined both to the engine longitudinal plane (2a) and to a transverse engine plane (2b, 2c) which is normal to the engine longitudinal plane (2a), characterised in that the outlet sub-passages (9a, 9b) merge outside a cylinder bore diameter to form a common outlet passage (9) and/or a common inlet passage (7) splits up into the inlet sub-passages (7a, 7b) in the region of a cylinder bore diameter, wherein the area of a triangle consisting of a projection of the inlet valve axes (3a, 4a) and an inlet passage separation point (30) and/or the outlet valve axes (5a, 6a) and an outlet passage connection point (31) into the plane in or parallel to a cylinder head sealing plane is between 5 percent and 15 percent of the bore area.

2. Internal combustion engine (2) according to claim 1, characterised in that the area of the triangle is 7 percent of the bore area.

3. Internal combustion engine (2) according to claim 1 or 2, wherein a bolt pattern of cylinder head bolts (19, 20, 21, 22; 19', 20', 21', 22'; 19", 20", 21", 22") of at least one cylinder (11, 11', 11") - when viewed in a plan view - are arranged in the shape of a polygon, characterised in that the bolt pattern of the cylinder head bolts (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") of at least one cylinder (1, 1', 1") is twisted with respect to the cylinder axis (1a).

4. Internal combustion engine (2) according to one of claims 1 to 3, characterised in that each cylinder head bolt plane (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) associated with a cylinder (1, 1', 1") encloses a bolt plane angle which differs from zero with the engine longitudinal axis (2a).

5. Internal combustion engine (2) according to one of claims 1 to 4, characterised in that the twist angle (β) of the bolt pattern is between approximately 5° and 45°, preferably between approximately 15° and 30°.

6. Internal combustion engine (2) according to claim 4 or 5, characterised in that the twist angle (β) of the bolt pattern is defined by the smallest of all bolt plane angles associated with a cylinder (1, 1', 1").

7. Internal combustion engine (2) according to one of claims 1 to 6, characterised in that the twist angle (β) of the bolt pattern and the twist angle (a) of the valve pattern are designed to be equal according to their absolute amount.

8. Internal combustion engine (2) according to one of the claims 1 to 7, having at least two cylinder heads (11', 11") of two adjacent cylinders (1', 1") which are designed as single cylinder heads, characterised in that at least one cylinder head bolt (20') of a first cylinder head (11') and at least one cylinder head bolt (22") of a second cylinder head (11") of adjacent cylinders (1', 1") are arranged in the region of at least one engine transverse plane (2c) extending between the adjacent cylinders (1', 1").

9. Internal combustion engine (2) according to claim 8, characterised in that the images of the cylinder head bolts (20', 22") overlap or cover each other in a parallel projection on the engine longitudinal plane (2a).

10. Internal combustion engine (2) according to one of the claims 1 to 9, characterised in that each cylinder head bolt (19', 20', 21', 23', 19", 20", 21", 22") is arranged in a lug-shaped integrally formed part (25', 26', 27', 28'; 25", 26", 27", 28") of the cylinder head (11', 11"), and an integrally formed part (28"; 26') of an adjacently arranged cylinder head (11', 11") is positioned between two adjacent integrally formed parts (26', 27'; 25", 28") of at least one cylinder head (11', 11").

11. Internal combustion engine (2) according to one of claims 1 to 10, characterised in that the twist angle (a) of the valve pattern is between 35° and 50°, preferably 45°.

12. Internal combustion engine (2) according to one of the claims 1 to 11, characterised in that the angle (γ₁) between the inlet valve symmetry plane (171) and the engine longitudinal plane (2a) and/or the angle (γ₂) between the outlet valve symmetry plane (172) and the engine longitudinal plane (2a) is between 35° and 50°, preferably 45°.

13. Internal combustion engine (2) according to claim 12, characterised in that the angle (γ₁) between the inlet valve symmetry plane (171) and the engine longitudinal plane (2a) and/or the angle (γ₂) between the outlet valve symmetry plane (172) of the engine longitudinal plane (2a) are identical to the twist angle (a) of the valve pattern.

Revendications

1. Moteur à combustion interne (2) ayant au moins un cylindre (1, 1', 1") avec au moins une tête de cylindre (11, 11', 11") reliée au corps de cylindre par plusieurs vis de tête de cylindre (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22"),

- deux soupapes d'admission (3, 4) et deux soupapes d'échappement (5, 6) sont tournées par rapport au plan longitudinal (2a) du moteur, dont l'image de soupape est associée à chaque cylindre (1, 1', 1"),

- un canal partiel d'échappement (9a, 9b) issu de chaque soupape d'échappement (5, 6) et un canal partiel d'admission (7a, 7b) rejoignant chaque soupape d'admission (3, 4),

- les axes (19a, 20a, 21a, 22) de toutes les vis de tête de cylindre (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") associées à un cylindre (1, 1', 1"), sous-tendent des plans de vis de tête de cylindre (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) parallèles à l'axe de cylindre (1a),

- tous les plans de vis de tête de cylindre (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) associés à un cylindre (1, 1', 1") étant inclinés à la fois par rapport au plan longitudinal (2a) du moteur et à un plan transversal de moteur (2b, 2c) perpendiculaire au plan longitudinal (2a) du moteur,

moteur à combustion interne caractérisé en ce que

- les canaux partiels d'échappement (9a, 9b) se réunissant au-delà de l'alésage du cylindre en un canal d'échappement commun (9) et/ou un canal d'admission commun (7) se divise dans la zone de l'alésage de cylindre en canaux partiels d'admission (7a, 7b),

- la surface du triangle composé de la projection des axes de soupape d'admission (3a, 4a) et du point de séparation du canal d'admission (30) et/ou des axes de soupape d'échappement (5a, 6a) et du point de jonction du canal d'échappement (31) dans le plan de la tête de culasse ou parallèlement à ce plan correspond à entre 5 pourcent et 15 pourcent de la surface d'alésage.

2. Moteur à combustion interne (2) selon la revendication 1, caractérisé en ce que
la surface du triangle représente 7 pourcent de la surface de l'alésage.

3. Moteur à combustion interne (2) selon la revendication 1 ou 2,
selon lequel
l'image des vis de tête de culasse (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") d'au moins un cylindre (11, 11', 11"), en vue en plan, a la forme d'un polygone,
caractérisé en ce que
l'image des vis de tête de culasse (19, 20, 21, 22, 19', 20', 21', 22', 19", 20", 21", 22") d'au moins un cylindre (1, 1', 1") est tournée par rapport à l'axe de cylindre (1a).

4. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 3,
caractérisé en ce que
chaque plan de vis de tête de cylindre (24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f) associé à un cylindre (1, 1', 1") fait avec l'axe longitudinal (2a) du moteur un angle de plan de vis non nul.

5. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 4,
caractérisé en ce que
l'angle de pivotement (β) de l'image de vis est compris entre 5° et 45°, de préférence entre environ 15° et 30°.

6. Moteur à combustion interne (2) selon la revendication 4 ou 5, caractérisé en ce que
l'angle de pivotement (β) de l'image de vis est défini par le plus petit de tous les angles de plan de vis associés à un cylindre (1, 1', 1").

7. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 6,
caractérisé en ce que
l'angle de pivotement (β) de l'image de vis et l'angle de pivotement (α) de l'image de soupape sont identiques en valeur absolue.

8. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 7,
comportant au moins deux têtes de cylindre (11', 11") réalisées comme tête de monocylindre pour deux cylindres voisins (1', 1"),
moteur caractérisé en ce qu'
au moins une vis de tête de cylindre (20') d'une première tête de cylindre (11') et au moins une vis de tête de cylindre (22") d'une seconde tête de cylindre (11") de cylindres voisins (1', 1") sont dans la zone d'au moins un plan transversal de moteur (2c) passant entre les cylindres voisins (1', 1").

9. Moteur à combustion interne (2) selon la revendication 8, caractérisé en ce que
les images des vis de tête de cylindre (20', 22"), en projection parallèle sur le plan longitudinal (2a) du moteur, se chevauchent ou se couvrent.

10. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 9,
caractérisé en ce que
chaque vis de tête de cylindre (19', 20', 21', 23', 19", 20", 21", 22") est prévue dans une excroissance en forme de patte (25', 26', 27', 28' ; 25", 26", 27", 28") de la tête de cylindre (11', 11") et entre deux excroissances voisines (26', 27' ; 25", 28") d'au moins une tête de cylindre (11', 11") il y a une excroissance (28", 26') d'une tête de cylindre (11', 11") voisine.

11. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 10,
caractérisé en ce que
l'angle de pivotement (a) de l'image de soupape est compris entre 35° et 50°, de préférence il est égal à 45°.

12. Moteur à combustion interne (2) selon l'une des revendications 1 à 11,
caractérisé en ce que
l'angle (γ₁) entre le plan de symétrie (171) de soupape d'admission et l'axe longitudinal du moteur (2a) et/ou l'angle (γ₂) entre le plan de symétrie de soupape d'échappement (172) et le plan longitudinal du moteur (2a) est compris entre 35° et 50° et de préférence il est égal à 45°.

13. Moteur à combustion interne (2) selon la revendication 12, caractérisé en ce que
l'angle (γ₁) entre le plan de symétrie de soupape d'admission (171) et le plan longitudinal du moteur (2a) et/ou l'angle (γ₂) entre le plan de symétrie de soupape d'échappement (172) et le plan longitudinal du moteur (2a) sont identiques à l'angle de pivotement (a) de l'image de soupape.

Zeichnung