具有用于调整凸轮轴取向的控制单元的机动车用内燃机和这种内燃机的运行方法与流程

本发明涉及一种根据权利要求1的前序部分的机动车用内燃机。本发明的另一方面涉及一种机动车用内燃机的运行方法。

背景技术：

由de102016013370a1公开了一种设置用于执行直接起动的内燃机装置，其具有多个缸，每个缸具有至少一个气门。至少其中一个缸被设计成直接起动缸。该内燃机装置包括至少一个气门传动机构，其设置用于在第一位置以第一气门行程作动至少一个缸的气门并在第二位置以呈减压行程形式的第二气门行程作动该气门。气门传动机构设置用于针对不同缸的气门分别执行不同的减压行程。

us2006/0016411a1描述了一种在内燃机停止之后将内燃机中的发动机轴保持在预定的轴角位(关于发动机气门而言)的系统。该系统包括用于采集轴角位的传感器、与传感器电连接的可编程的电子发动机控制模块和应发动机控制模块的要求来使轴保持在预定角位的轴定位机构。

de10342703b4公开了一种用于起动多缸内燃机的方法。在要求起动过程时，确定在至少一个对应缸中的至少一个活塞的位置，其中，燃料被喷入该活塞的处于做功冲程的(一个或多个)缸的燃烧室中，并且其中，燃料/气体混合物在至少一个处于做功冲程的缸内被点燃，并且其它缸的(一个或多个)活塞通过连接所述活塞的曲轴被置于向前运动。在至少一个处于压缩冲程的缸中，减压阀被打开以减小活塞运动阻力。

技术实现要素：

本发明的任务是提供一种前言所述类型的内燃机以及一种方法，由此可以非常低成本地从静止状态起动内燃机。

该任务通过一种具有权利要求1的特征的内燃机以及通过一种具有权利要求6的特征的方法来完成。在从属权利要求中说明了具有有意义的适当发明改进方案的有利设计。

本发明的第一方面涉及一种机动车用内燃机，其具有：曲轴；凸轮轴；第一缸，其中可活动地容纳有内燃机的为了驱动曲轴而与曲轴相连的第一活塞；配属于第一缸的第一换气门；液压式第一气门间隙补偿器，可借此使第一换气门凭借凸轮轴的第一凸轮在第一开启位置与第一关闭位置之间移位。凸轮轴可以直接或间接连接至曲轴且因此可通过曲轴被驱动。第一换气门可以被设计成第一进气门，新鲜空气借此能从内燃机的至少一个进气道流入至少在局部由第一缸以及第一活塞界定的第一燃烧室。液压式第一气门间隙补偿器一般也能被简写为第一hva。

为了允许成本很低地从静止状态起动内燃机，本发明规定，该内燃机包括控制单元，其配置成至少在曲轴从工作状态至静止状态的状态变换期间调整凸轮轴的取向，以使得第一气门间隙补偿器借助配属于呈平顶凸轮形式的第一凸轮的平顶部在静止状态中被加载压力，由此将第一换气门保持在第一开启位置，其中，在工作状态中曲轴转动，而在静止状态中曲轴停止。这是有利的，因为在内燃机起动时(在曲轴从静止状态加速至工作状态时)，由于由凸轮轴的第一凸轮(“平顶凸轮”)的平顶部加载压力的且相应被下压的第一换气门处于第一开启位置，故可以由第一缸经由处于第一开启位置的换气门至少部分吸入气体或燃烧空气，由此与之相应地，第一缸的低力矩(转矩)阻止内燃机起动。换言之，可以避免例如当在压缩冲程中压缩第一缸所含的气体时阻碍内燃机起动的力矩，由此可以相应简单且不太费事地从静止状态起动内燃机。还特别有利的是，通过用第一凸轮的平顶部对第一气门间隙补偿器加载压力，至少基本上或甚至完全禁止在内燃机静止状态中(且进而在曲轴的静止状态中)将转矩加载至凸轮轴。换言之，在理想情况下，当液压式第一气门间隙补偿器借助第一凸轮的平顶部被加载压力时，没有力矩从第一缸的第一凸轮作用于凸轮轴。

平顶部是指第一凸轮的至少基本平坦的且因此至少基本无斜率的部分。优选地，第一凸轮的平顶部的凸轮轮廓斜率值至少在平顶部的平顶区中等于“0”。换言之，在平顶区处的凸轮轮廓走向优选是平缓的，因此是无斜率的。即，最好可以按如下方式形成平顶部：只要是第一凸轮在其平顶部、尤其在平顶区内作用于液压式第一气门间隙补偿器，即，给后者加载压力，则至少在平顶区内没有出现第一换气门的行程变化。该平顶部优选可以尽量宽，其中，该平顶区例如可以延伸经过的曲轴转角值为85°kw。在此，该平顶区在415°kw至500°kw的曲轴转角范围内延伸，其中，相应工作冲程(吸气冲程、压缩冲程、燃烧冲程、排气冲程)总体延及曲轴的完整两圈、即从0°kw至720°kw的范围。优选地，平顶区在435°kw至500°kw的曲轴转角范围内延伸，所经过的曲轴转角值为65°kw。

通过该平顶部，在预期的内燃机停止位置区域中、即在恒定行程情况下曲轴的预期曲轴位置区域中，第一换气门总体上可以保持在第一开启位置，以便在静止状态下因打开的(处于第一开启位置的)第一换气门而尽量没有力矩作用于凸轮轴。这也有助于尤其不太费事的内燃机起动。

在本发明的一个有利改进方案中，控制单元配置成如此调整凸轮轴取向，即，在曲轴的静止状态中，第一气门间隙补偿器至少基本抵靠第一凸轮的平顶部的中间部。这是有利的，因为由此避免凸轮轴和曲轴在停止时可能有的反向摆动或正向摆动，取而代之，可以使凸轮轴和曲轴处于并保持在规定的相应位置。

在本发明的另一个有利改进方案中，内燃机包括配属于第一缸的第二换气门以及液压式第二气门间隙补偿器，借此可以使第二换气门利用凸轮轴的第二凸轮在第二开启位置与第二关闭位置之间移位。第二换气门可以设计成第二进气门。这是有利的，因为除了第一换气门外还可以通过第二换气门进行在第一缸内的尤其符合需要的换气。

第一凸轮被设计成“平顶凸轮”并且最好设置在第三凸轮(即所谓的“充气凸轮”旁边，其中，第一凸轮总体上具有比第三凸轮小的气门行程。第三充气凸轮允许给第一缸填充特别大量(质量流)的新鲜空气以供燃烧使用，并且使第一换气门在第三开启位置和第三关闭位置之间移位。第三凸轮(“充气”)对应于已知用于燃烧运行的进气门用凸轮。而第一凸轮(“平顶”)尤其用于在起动时减小第一缸的力矩和在低负荷区域内和/或在低转速时给第一缸充填足以用于燃烧运行的新鲜空气，并且包括用于使内燃机无力矩停止的平顶部。借助第三凸轮，第一换气门可以在内燃机点火运行中被移动到第三开启位置，以使用于燃料燃烧的期望的新鲜空气量有利流入。为达到较高负荷和/或转速，可以从第一凸轮切换到第三凸轮，并相应操作第一换气门。

除了第二凸轮，还设有另一个第四凸轮。第四凸轮类似于第三凸轮被设计成“充气凸轮”，并且在具有低转速的起动运行或燃烧运行之后与第三凸轮一同被切换以实现较高转速。第四凸轮具有第四开启位置和第四关闭位置，其类似于第三开启位置和第三关闭位置地构成。

从第一凸轮(平顶)和第二凸轮(减压)切换到相应相邻的第三凸轮和第四凸轮(充气)可以在1000rpm(转/分钟)范围内的内燃机转速下进行。

在本发明的另一个有利改进方案中，第二气门间隙补偿器无行程地抵靠第二凸轮，而第一气门间隙补偿器在静止状态下借助平顶部被加载压力，由此将第一换气门保持在第一开启位置。换言之，第二凸轮没有向液压式第二气门间隙补偿器(hva)施加压力以致第二气门间隙补偿器打开第二换气门，即，运动到配属于第二换气门的第二开启位置或者保持在该开启位置。在内燃机关停位置，第二气门间隙补偿器(hva)处于第二凸轮的基圆区域内，因此，第二换气门留在其第二关闭位置，此时第一换气门留在其第一开启位置。

在此情况下基于以下认识，即，第一hva或第二hva一般被设计成由弹簧操作的补偿活塞，且可布置在相应换气门与或许其它的由相应凸轮操作的本身已知的相应气门操作机构(可包含摇臂、牵引杆、挺杆等)之间。补偿活塞借助该弹簧的弹簧力来移出并且在内燃机的发动机运行(工作)期间将相应换气门的气门间隙减小至“零”值。借助在补偿活塞移出时被吸入的发动机油并利用止回阀，补偿活塞的缩回被可控地延迟。在发动机停止(曲轴静止状态)时，发动机油留在相应的hva中，前提是hva未承受负荷，即，此时相应凸轮未借助相应的hva作用于相应换气门。在内燃机关停(曲轴的静止状态)且相应换气门打开(例如在第一换气门的第一开启位置)的情况下，发动机油从相应的hva(例如从液压式第一气门间隙补偿器)至少部分被压出，并且相应换气门运动向其所属的气门座(相应换气门处于其关闭位置)。如果此时其中一个相应换气门在发动机静止状态中处于第一缸的相应充气或吸气阶段，即，第一凸轮以其平顶部作用于第一换气门，则相比于相应换气门的第三充气凸轮的气门行程，第一凸轮的相应较小气门行程进一步减小，其中，相应换气门还是未被全闭。在发动机停止状态中处于第一开启位置的第一换气门的气门行程于是小于在燃烧运行中处于第一开启位置的第一换气门的气门行程，但保持开启。在发动机重新起动(曲轴从静止状态加速至工作状态)时，减小了第一缸的阻碍发动机起动的力矩，这使起动过程变得容易。

在本发明的另一个有利改进方案中，在第二气门间隙补偿器介入情况下可以借助第二凸轮来按如下方式操作第二换气门，使得可以实现第一缸的减压。这是有利的，因为由此一来，第一缸的充气和减压在与此相应的每缸两个气门情况下可被分配给多个气门传动机构。由此可以很灵活地调整以出现充气或减压。

第二凸轮可被设计成具有减压气门升程(凸轮桃)的“减压凸轮”，其中，与借助于第一凸轮平顶部时相比，减压气门升程可实现第二换气门的更小的气门行程。减压气门升程可以在第一活塞的下止点(ut)与其点火上止点(zot)之间尽量就位在第一活塞的最大活塞速度范围内，因为在此区域内发生第一活塞的最大活塞位移和进而尽可能最大的压缩比。减压气门行程的最大值优选可以小于3.0毫米，并且第二凸轮的升程开启宽度(升程宽度)优选可以具有小于180°kw的值。第二换气门最好可以在内燃机停止位置(曲轴的静止状态以及静止位置)被关闭，从而禁止第二hva的不利压缩。第一换气门和第二换气门具有彼此不同的开启位置和关闭位置，其中，在第一换气门的第一开启位置，第二换气门位于第二关闭位置，而在第二换气门的第二开启位置，第一换气门位于第一关闭位置。

第一凸轮(“平顶凸轮”)能以有利的方式在曲轴转速增大时、例如从转速大于或等于500rpm的转速值起允许伴随燃烧的内燃机功率输出。在此，第二凸轮(“减压凸轮”)未对第一缸燃烧室的充气提供协助，而是只在低转速下、例如在转速低于500rpm的转速值下造成减压。

这尤其有利地可以如此做到：如此设计就其行程而言小的“减压凸轮”(第二凸轮)，使得在内燃机牵引运行中在低发动机转速(低曲轴转速)下，减压凸轮因为在换气期间从第一缸流出的气体速度低而未堵塞，而随着发动机转速提高(较高的曲轴转速)因(气体的)速度加快而堵塞，进而导致又流出的缸充气(因为气体流出)相应变少。“平顶凸轮”被如此设计，即，未出现超临界压力状况并且缸充气随着发动机转速提高也基本保持不变。随着发动机转速(曲轴转速)增大，由此可在燃烧的同时实现越来越高的内燃机曲轴转矩输出。

本发明的第二方面涉及一种用于机动车用内燃机的运行方法，内燃机包括：曲轴；凸轮轴；第一缸，其中可活动地容纳有内燃机的为了驱动曲轴而与曲轴连接的第一活塞；配属于第一缸的第一换气门；和液压式第一气门间隙补偿器，借此能够使第一换气门凭借凸轮轴的第一凸轮在第一开启位置与第一关闭位置之间移位。

根据本发明，该内燃机包括控制单元，借此至少在该曲轴从工作状态(此时曲轴转动)到静止状态(此时曲轴停止)的状态变换中如此调整凸轮轴的取向，使得第一气门间隙补偿器借助配属于呈平顶凸轮形式的第一凸轮的平顶部在静止状态中被加载压力，由此将第一换气门保持在第一开启位置。关于根据本发明的第一方面的内燃机所提出的特征及其优点相应适用于根据本发明的第二方面的方法，反之亦然。

附图说明

从以下对优选实施例的说明中以及结合附图得到本发明的其它优点、特征和细节。之前在说明书中提到的特征和特征组合以及以下在附图说明中提到的和/或在附图中单独示出的特征和特征组合不仅能以各自说明的组合使用，也能以其它的组合或单独地使用，而没有超出本发明范围。附图中：

图1示出一曲线图，其关于内燃机曲轴的曲轴转角变化示出第一换气门及第二换气门的气门行程曲线，其中，第一换气门和第二换气门被分配给内燃机的第一缸；

图2示出另一曲线图，其关于曲轴在小于500rpm的曲轴转速下的曲轴转角变化示出第一换气门和第二换气门的各自气门行程曲线以及在换气时流入第一缸的相应空气质量和流出空气的质量，

图3示出另一曲线图，其关于曲轴在小于500rpm的曲轴转速下的曲轴转角变化示出在换气时流入第一缸的空气速度和流出空气的速度，

图4示出另一曲线图，其关于曲轴在大于或等于500rpm的曲轴转速下的曲轴转角变化示出第一换气门和第二换气门的各自气门行程曲线以及在换气时流入第一缸的相应空气质量和流出空气的质量，

图5示出另一曲线图，其关于曲轴在大于或等于500rpm的曲轴转速下的曲轴转角变化示出在换气时流入第一缸的空气速度和流出空气的速度。

具体实施方式

图1-5用于说明在此未被进一步示出的内燃机的操作，该内燃机用于在此也未被进一步示出的机动车。该内燃机包括：曲轴；凸轮轴；第一缸，其中可活动地容纳有内燃机的为了驱动曲轴而与曲轴相连的第一活塞；配属于第一缸的第一换气门；液压式第一气门间隙补偿器，借此可以利用凸轮轴的第一凸轮使第一换气门在第一开启位置与第一关闭位置之间移位。另外，该内燃机包括控制单元，该控制单元配置成至少在曲轴从工作状态(此时曲轴转动)到静止状态(此时曲轴停止)的状态变换时如此调整凸轮轴取向，即，第一气门间隙补偿器借助配属于第一凸轮的平顶部11在静止状态下被加载压力，由此将第一换气门保持在第一开启位置。第一凸轮被设计成平顶凸轮。

控制单元配置成如此调整凸轮轴取向，即，在曲轴的静止状态下，第一气门间隙补偿器至少基本上贴靠平顶部11的中间部13。

此外，内燃机包括配属于第一缸的第二换气门以及液压式第二气门间隙补偿器，第二换气门可以通过第二气门间隙补偿器借助凸轮轴的第二凸轮在第二开启位置和第二关闭位置之间移位。

第二气门间隙补偿器无行程地抵接第二凸轮，而第一气门间隙补偿器在静止状态下借助平顶部11被加载压力，由此将第一换气门保持在第一开启位置。第二换气门在第二气门间隙补偿器介入情况下可借助第二凸轮被按如下方式操作，即，可以实现第一缸的减压。第二凸轮被设计成减压凸轮。

内燃机在此设计用于成本很低地执行所谓的“直接起动”，即，内燃机仅通过燃烧能来起动且因此曲轴仅通过燃烧能而从静止状态加速到工作状态。另外，内燃机适用于例如借助起动机或电动机的传统的起动。本发明的内燃机尤其适于混合动力机动车的无负荷起动。

为了执行起动且尤其是直接起动、即将内燃机曲轴在无起动机的情况下从静止状态加速到工作状态(无需起动机地加速)，曲轴在直接起动前从工作状态被置于静止状态，同时依据控制单元如此停止在关于第一凸轮(“平顶凸轮”)的位置(曲轴位置)，使得此时气门操作(摇臂、牵引杆、挺杆等)比如停止在平顶部11的中央或中间部13且进而停止在平顶部11的平顶区，在该处出现第一换气门的恒定行程10。在图1中在约435°kw至500°kw(曲轴转角)的曲轴转角范围内就是如此情况。在燃烧运行中的相应的气门行程曲线12在图1的曲线图中以虚线被绘制出，该曲线图示出对应于曲轴角°kw的气门行程hv。气门行程曲线在此具有对应的平顶部11及其中间部13。第一换气门的第一开启位置在此情况下基本位于在换气上止点(gwot)处的约360°kw与紧接在下止点(ut)后的约570°kw之间。因此，在内燃机停止(曲轴静止状态)时，呈第一缸的第一进气门形式的第一换气门被打开(在第一开启位置)，进而第一气门间隙补偿器(第一hva)被压缩，即换言之被加载压力，由此，第一hva不起效。由此，在内燃机停止后出现第一换气门的如下气门行程，其比行程10小了被压缩的第一气门间隙补偿器的值。这对于呈直接起动形式的内燃机起动来说不是问题，因为即使第一hva被压缩，第一进气门在进气冲程中仍保持大幅度打开。另外，因为内燃机停止以致第一hva被平顶部11减压(被加载压力)且进而将第一换气门保持在第一开启位置，故没有与压缩相关的转矩经由凸轮轴被传入曲轴传动机构和进而被传入曲轴，尤其是第一换气门没有通过气门操作作用于或压迫第一凸轮的任何边沿。总体上可以避免在停止时内燃机曲轴可能有的反向摆动或正向摆动，进而使凸轮轴和曲轴处于规定位置。

由凸轮轴或第一凸轮与第一hva的运动学关联所导致的对第一换气门的气门操作有助于内燃机的起动(直接起动)，即，在从平顶部11过渡至第一凸轮下降沿时曲轴从静止状态加速，从而可以通过经由凸轮轴施加转矩至曲轴而发生曲轴的加速，并且与此相应，可以尤其不费事地设计内燃机的起动。

在内燃机停止时，被设计成配属于第一缸的第二进气门形式的第二换气门还是关闭的，因为第二进气门借助呈“减压凸轮”形式的第二凸轮只在570°kw与630°kw之间被开启，在630°kw与690°kw之间被关闭。如在图1中结合配属于第二进气门的气门行程曲线14可以看到，第二开启位置可以基本上在600°kw与675°kw之间出现。只有当第一换气门处于第一关闭位置，才出现第二换气门的第二开启位置。而在第二换气门的第二关闭位置，出现第一换气门的第一开启位置。

在压缩冲程中，即，在第一活塞位于其下止点(ut)、即540°kw和其点火上止点(zot)、即720°kw之间时，第二进气门为了减压而打开，如图1所示。第二进气门的液压式第二气门间隙补偿器(第二hva)因此在内燃机停止时不承受负荷，进而在内燃机再起动(直接起动)时起效，尤其是在先没有发动机油从液压式第二hva被压出，由此可能出现在内燃机起动/再起动时的第一(压缩)缸减压。

如果内燃机例如被设计成具有点火顺序1-3-4-2(第一缸-第三缸-第四缸-第二缸)的四缸发动机，则2号缸(第二缸)的减压凸轮(第二凸轮)作用于2号缸的第二进气门，因为点火间隔为180°kw，因此用于1号缸的第一进气门的第一凸轮(“平顶凸轮”)的平顶部11和2号缸的第二进气门的减压凸轮(第二凸轮)重合。因此，1号缸的第一进气门在内燃机停止时通过“平顶凸轮”的平顶部11被开启(在第一开启位置)，并且在内燃机的(直接)起动时被点燃，由此，第一缸(1号缸)所含的可点燃的燃料-空气混合物被点燃，而在2号缸(在点火顺序中排在第四位且因此作为四缸中的最后一个被点燃)中相应的减压凸轮作用于2号缸的第二进气门。但2号缸的第二进气门的压缩的第二hva对内燃机直接起动的不利影响可忽略不计，因为存在第二进气门的残余行程(即存在减压作用)，并且在内燃机停止时，2号缸已经至少部分被减压。

如果内燃机例如被设计成六缸发动机，则没有所述问题，因为在这种情况下，点火间隔(在共六个缸之间)为120°kw，因此，第一缸的“充气凸轮”和第二缸的“减压凸轮”重合。

在内燃机起动之后，即换言之，在凸轮轴从静止状态变为工作状态之后，进气侧的气门传动机构例如在1000rpm范围内的内燃机转速情况下被切换。在此，从第一凸轮且同时从第二凸轮分别切换到与这两个凸轮并行设置的第三凸轮和第四凸轮，由此得到第一换气门和第二换气门的进气门行程曲线16，其在图1中由实线表示。

配属于第一缸的排气侧气门传动机构保持不受影响，如结合图1所示的排气门行程曲线18所看到的那样。

进气侧的气门传动机构例如可借助所谓的“可变气门升程系统”被驱动，由此，气门行程曲线12、14和/或进气门行程曲线16可被改变。在此，针对第一和第二进气门设有各不同的进气侧凸轮，包括用于起动操作或减压操作的(具有其气门行程曲线12的)平顶凸轮和(具有其气门行程曲线14的)减压凸轮，以及用于正常燃烧操作的例如两个不带相应平顶部或减压部的相同的凸轮。这两个布置在平顶凸轮和减压凸轮旁的第三凸轮和第四凸轮例如被设计成充气凸轮并且分别具有气门行程曲线16。

图2-5示出第一换气门和第二换气门的各自的第一和第二开启位置以及相应的第一和第二关闭位置连同依照各自进气门行程曲线12、14的相应启闭时间。

图2-5用于说明相比于迄今从现有技术中知道的减压装置，利用平顶凸轮与减压凸轮的配合而实现改变的流动特性。

关于图2-5所示的曲线图的各自轴，除了气门行程hv和曲轴转角°kw外还说明了以kg(千克)为单位的总体新鲜空气质量流以及在换气时流动的气体(空气)的速度(由马赫数ma表示)。在减压装置的迄今常见的行程中，换气门被分别按如下程度开启，即，对于自燃烧室流出的第一缸充气没有造成流动影响或只有轻微的流动影响。

在借助第二凸轮的相应减压行程中，可以在低转速(小于500rpm，见图2)下减压，如同由气门行程曲线14所示的那样。在此用实线示出了总体质量流24，就像由平顶凸轮的气门行程曲线12所产生的那样。在此，使第一换气门从其第一关闭位置移位到其第一开启位置，接着，质量流24从零升高到不同于零的正值。接着，第一换气门又被置入其第一关闭位置，而在第一换气门的第一关闭位置，第二换气门从其第二关闭位置被置入其第二开启位置，随后，通过减压凸轮的气门行程曲线14产生具有不同于零的负值的质量流26。随后，第二换气门又被置入其第二关闭位置。在此如虚线所示地，负的总体质量流26经由第二换气门又从缸流出。留在缸内的新鲜空气总质量是在第二换气门从第二开启位置到其第二关闭位置之后的两个质量流24、26之和。如在图3中看到地，第一换气门的气门行程曲线12具有流入新鲜空气的速度曲线20。在借助第二凸轮减压(气门行程曲线14)时没有获得又从缸流出的空气的马赫数1(曲线22)。在较高转速(大于500rpm)下，压缩作用降低，因此在第一缸的压缩可以实现点火的程度。如可以在图4中看到地，流入的新鲜空气(质量流24)在此具有与图2所示的相似的曲线。但是，从(减压)缸流出的空气的由气门凸轮桃14产生的质量流26显著减小。留在缸内的新鲜空气增加，从而获得足以使燃料在第一缸内燃烧的压缩，由此被喷入第一缸中的燃料能点燃并燃烧。如在图5中看到地，第一换气门的气门行程曲线12在较高转速下具有流入新鲜空气的速度曲线20，它比在低转速下(图3)高。在借助第二凸轮的减压(气门行程曲线14)期间，超出马赫数1(曲线22)。在此情况下，在减压期间流动本身因超临界速度而阻断，并且经由第一缸的第二换气门流出新鲜空气的质量流26在相同的气门行程曲线14情况下减小。图2和图4示出的总体质量流24在所示例子中在500rpm范围内的转速下未显著变化。

通过本发明的内燃机以及通过本发明的方法，确保了即便在内燃机的较长静止时段之后也存在减压作用。

附图标记列表

10行程

11平顶部

12气门行程曲线

13中间部

14气门行程曲线

16进气门行程曲线

18排气门行程曲线

20速度

22速度

24质量流

26质量流