EP0677139A1 - Vorrichtung zur variablen steuerung der ventile von brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien laststeuerung von ottomotoren - Google Patents

Vorrichtung zur variablen steuerung der ventile von brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien laststeuerung von ottomotoren

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Publication number
EP0677139A1
EP0677139A1 EP94902631A EP94902631A EP0677139A1 EP 0677139 A1 EP0677139 A1 EP 0677139A1 EP 94902631 A EP94902631 A EP 94902631A EP 94902631 A EP94902631 A EP 94902631A EP 0677139 A1 EP0677139 A1 EP 0677139A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
camshaft
coupling
driven
wheel
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP94902631A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Kreuter
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Meta Motoren und Energie Technik GmbH
Original Assignee
Meta Motoren und Energie Technik GmbH
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Filing date
Publication date
Priority claimed from DE4244550A external-priority patent/DE4244550C2/de
Priority claimed from DE19924244551 external-priority patent/DE4244551C2/de
Application filed by Meta Motoren und Energie Technik GmbH filed Critical Meta Motoren und Energie Technik GmbH
Publication of EP0677139A1 publication Critical patent/EP0677139A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0015—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque
    • F01L13/0036—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction
    • F01L13/0047—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for optimising engine performances by modifying valve lift according to various working parameters, e.g. rotational speed, load, torque the valves being driven by two or more cams with different shape, size or timing or a single cam profiled in axial and radial direction the movement of the valves resulting from the sum of the simultaneous actions of at least two cams, the cams being independently variable in phase in respect of each other
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/047—Camshafts
    • F01L1/053—Camshafts overhead type
    • F01L2001/0537—Double overhead camshafts [DOHC]
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
    • F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
    • F02B2075/027—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle four

Definitions

  • the invention relates to a device for variable control of the valves of internal combustion engines, in particular for throttle-free load control of gasoline engines via the intake stroke functions of one or more intake valves per cylinder, consisting of two counter-rotating camshafts (1, 2) which are connected via a transmission element,
  • a rocking lever (3) acts on the valve (s) spring-loaded in the closing direction, one camshaft determining the opening function and the second camshaft determining the closing function, so that the stroke and / or or the opening time of the valve or valves can be changed within wide ranges.
  • valve control is known from published patent application DE-OS 35 31 000.
  • the required variability of a valve control primarily to avoid throttle losses, is achieved in that the opening and closing process is carried out by two different control cams running with an adjustable phase angle to the crankshaft.
  • An arbitrarily designed control lever is actuated by the two camshafts in such a way that the valve which is spring-loaded in the closing direction is only opened when both control cams are extended.
  • phase position of the cam Variable valve timing can be set in this way.
  • a similar valve control for intake valves of reciprocating piston internal combustion engines is described in DE-OS 35 19 319.
  • variable valve controls can thus be implemented, in which the course of the valve stroke can be changed in such a way that the gas exchange losses in gasoline engines caused by throttling are reduced.
  • Relative torsion angles between the two camshafts in the order of 150 to 220 ° KW are required to implement throttle-free load control in the entire operating range of today's vehicle gasoline engines, if you also want to use the potential of optimal valve timing for maximum filling at full load in the entire speed range.
  • This adjustment process must also be carried out in a fraction of a second within a very short period of time based on the requirements of dynamic vehicle operation.
  • the adjuster itself should be compact in order to do justice to today's tight space conditions in the engine compartment.
  • a valve control for internal combustion engines which is essentially characterized in that two non-circular control disks are provided for controlling the valve, the axes of rotation of which keep their position relative to the axis of rotation of a transmission lever.
  • the transmission lever for actuating the valve is designed as a two-part rocker arm with a fixed axis of rotation and, when the two control disks are rotated relative to one another, can accordingly only change the opening or closing time of the valves within narrow limits, but not the valve lift.
  • This is a so-called OR circuit, in which the control disc with the largest effective stroke circle determines the valve stroke.
  • the epicyclic gear mechanism described in this patent for driving a control disc is simultaneously used to turn the two control discs against each other.
  • This epicyclic transmission consists of four gearwheels, two of which sit on the parallel shafts of the two control disks and are driven by two further intermediate gears connected in series. These two idler gears are carried by a movable handlebar arrangement which gives them an epicyclic movement.
  • the link arrangement consists of three individual links, of which two links each connect a gear wheel seated on the shafts of the control disks with an intermediate wheel, while the third link connects the first two links mentioned.
  • the connection of these two links is not made at the axes of rotation of the two intermediate wheels, but at some distance from it.
  • This arrangement of the third link allows an adjustment of the epicyclic gearbox, however, only if both the links carrying the intermediate wheels are arranged parallel to one another, as well as the third links and a plane lying in the axes of rotation of the two control disks.
  • the arrangement of the handlebars of the epicyclic gearbox must practically be in the form of a parallelogram, since only then will the spacing of the two opposite links remain the same in every position of the handlebar arrangement, which is a basic prerequisite for the correct functioning of the meshing gearwheels for this type of handlebar arrangement .
  • the diameters of the four meshing gear wheels are of course directly dependent on one another, and the transmission ratios between the gear wheels sitting on the shafts of the control disks and the intermediate wheels are specified within narrow limits.
  • the diameters of the gear wheels cannot be freely selected to influence the sensitivity of the angle of rotation of the control shaft to be rotated.
  • the present invention is therefore based on the object of providing an adjustment mechanism for a valve train of the type mentioned at the outset, in which the twist angle of a double camshaft valve train required for throttle-free load control and for maximum filling in the entire speed range can be realized as well as the adjustment within the required short times.
  • a narrow, space-saving construction of the adjuster is also to be achieved, as is the smallest possible relative movements of the movable parts to one another.
  • the adjustment mechanism should offer the possibility of adapting the adjustment sensitivity to the respective requirements.
  • a device is preferably intended to implement throttle-free load control in gasoline engines in the entire operating range.
  • the prerequisites for this are initially met with the present device in that the valve stroke, especially the inlet valves, can be adjusted continuously from zero stroke to maximum stroke with sufficient variability in the closing control times.
  • the device provided for this purpose works in accordance with an addition gear, in which the valves spring-loaded in the closing direction are only opened when two camshafts rotating at the same speed are engaged with their stroke functions via the associated tapping elements of a transmission element, primarily a rocker arm.
  • One camshaft is decisive for the opening function of the valve, while the other camshaft determines the closing function.
  • the stroke and / or the opening time of the valves can be varied over a wide range by relative rotation of the two responsible camshafts.
  • the two camshafts are in engagement with one another according to the invention via a 4-wheel coupling gear, the one wheel of the coupling gear being firmly connected to and via the first camshaft driven by the crankshaft the two idler gears drive the driven gear and thus the second camshaft.
  • the wheels of the gearbox are mutually supported in their axes of rotation by the coupling, which results in additional degrees of freedom in the geometric design of the gearbox.
  • the individual couplers are designed as simple brackets in one or more parts, the first coupler preferably being rotatably supported at one end on the driving camshaft and at the other end carrying a shaft on which the first idler gear and the second coupler are carried become.
  • the second coupling which can also be designed as a simple bracket, connects the two shafts of the first and second intermediate wheels, which act as axes of rotation, in such a way that both wheels can drive each other.
  • the third coupling in turn carries at one end the axis of rotation of the second idler gear and hangs with the other end rotatably supported on the second camshaft in such a way that the second idler gear drives the driven gear of the coupling gearbox also seated on this camshaft.
  • FIG. 2 shows the basic illustration of a twin-camshaft valve train for variable control of globe valves in accordance with the preamble of the application
  • Fig. 6 - 11 different combinations for driving the camshafts of a three-camshaft engine from the crankshaft and for the arrangement of the coupling gear according to the invention.
  • the adjustment mechanism shown in principle in FIG. 1, designed as a coupling gear (5), represents a combination of a four-link crank gear, consisting of three rotatably connected couplers (10), (11), and (12) with two articulation points (Pl) and (P2), and a gear train, the four gear wheels (6), (8), (9) and (7) connected in series and driving each other in the articulation points (Pl), (P3), (P4) and (P2) of the crank mechanism are mounted.
  • the 4-wheel transmission is preferably designed as a gear transmission.
  • the drive wheel (6) is fixedly connected to the first camshaft (1) driven by the crankshaft of the known device for variable valve control and drives the intermediate wheel (8) carried by the first coupling (10).
  • This intermediate wheel (8) is in turn connected to a further intermediate wheel (9) via a second coupling (11) and drives it. Via the coupling (12), the intermediate gear (9) hangs on an output gear (7) attached to the second camshaft (2) of said valve drive, so that this second camshaft is ultimately driven in the opposite direction to the first camshaft.
  • the requirement for the same speed requires of the camshafts, that at least the two drive and driven wheels (6) and (7) firmly connected to the camshafts have the same effective diameter.
  • the coupling (10) When the coupling (10) is rotated, for example, around the point (Pl) fixed to the housing, which can advantageously coincide with the axis of rotation of the driving camshaft according to claim 1, the driven gear (7) and the second camshaft (2 ) (Fig. 2) rotated relative to the first camshaft (1) (Fig. 2) by the superimposed movement of the crank mechanism and the rolling of the gear wheels of the gear mechanism. It is initially irrelevant for the adjustment itself at which point of the coupling mechanism the adjustment process is initiated.
  • FIG. 2 schematically shows a twin camshaft valve train with which variable control times can be achieved in plate-type globe valves by means of the adjusting mechanism according to the invention.
  • the device consists of two camshafts (1, 2) rotating at the same speed, the cam discs of which act on a rocker arm (3) via suitably shaped tapping bodies.
  • the rocker arm (3) transmits its movement to a conventional valve that is spring-loaded in the closing direction (4). Due to the superimposed sequence of movements of the rocker arm (3), it cannot be mounted directly on a fulcrum fixed to the housing, but must be carried out using other suitable measures. This is done in Fig.
  • camshaft (1) the opening shaft with clockwise direction of rotation and camshaft (2) the closing shaft with counterclockwise direction of rotation.
  • Both camshafts each have profiles which are composed of the basic circles (38, 39), the lifting circles (44, 45) and the rising (40, 42) or falling cam flanks (41, 43).
  • the process begins with the camshaft (2) acting on the rocker arm (3) with its lifting circle (45) without the valve (4) opening as long as the camshaft (1) is still on the base circle (38) Rocker arm (3) acts. Only when the camshaft (1) comes into contact with the rocker arm (3) with its lifting flank (40) does the valve (4) begin to open.
  • the coupling gear (5) with its drive (6) and driven wheels (7) can be mounted directly on the camshafts (1) and (2) of the variable valve drive described above, the direction of rotation the camshafts and the assignment with regard to the opening and closing function can be set as desired. Since these two camshafts are preferably provided either for actuating the intake or exhaust stroke valves of a head-flushed internal combustion engine, at least one additional control shaft must be provided to control the other valves which are not actuated by the variable valve control described above. This results in different possible combinations for the drive of then at least three camshafts from the crankshaft and the arrangement of the coupling gear. 6, 7 and 8 are exemplified.
  • FIG. 6 shows a combination in accordance with claim 2, in which a third shaft (32) not responsible for the variably controllable valves, mostly the exhaust camshaft, via a suitable transmission element (34), for example a toothed belt or a chain, of which Crankshaft (33) is driven.
  • the camshaft (32) drives the camshaft (1) of the variable valve train, which is not to be rotated, via an intermediate drive (35), which can also be designed as a toothed belt or chain drive or also as a gear transmission.
  • the drive and the adjustment of the camshaft (2) then takes place according to the invention by means of the coupling gear (5) described above.
  • the camshaft (1) of the variable valve train is directly driven by the crankshaft (33) via a corresponding drive (34) and in turn drives via a transmission element (34), e.g. B. a chain, the third camshaft (32) and via the coupling gear (5) the camshaft (2) in opposite directions.
  • Fig. 8 shows a possibility of dispensing with an additional intermediate drive to drive both control shafts (1) and (32) which cannot be rotated by means of a common drive means (36).
  • the drive means and the coupling gear according to the invention can be arranged as desired on the two engine ends and / or at a suitable point within the engine space, depending on the boundary conditions.
  • the drive wheel (6) of the coupling gear (5) sits on a third shaft (32), which also rotates at camshaft speed, and from there via the intermediate wheels (8) and (9) and that Output gear (7) drives the camshaft (2) to be rotated of the device for variable control of the valves.
  • a possibly existing exhaust camshaft would also be suitable for this.
  • FIGS. 9, 10 and 11 also show here different combinations for the drive the camshafts from the crankshaft and the arrangement of the adjustment gear in a three-camshaft engine.
  • the non-rotating camshaft (1) of the variable valve drive can be driven by the crankshaft in accordance with claims 6-8 in different ways, for example by suitable drive means (34), e.g. B.
  • the camshafts can be driven by suitable drive means, for example a toothed belt or chain, directly from the crankshaft or indirectly via an intermediate shaft. Indirect drive via a centrally located intermediate shaft can be of particular interest, for example, in V-engines.
  • the adjusting mechanism is arranged in such a way that the camshaft (2) to be driven via the coupling gear (5) determines the closing function of the valve or valves and so a relative rotation of this camshaft causes a change in the valve closing time.
  • the camshaft (2) to be driven via the coupling gear (5) determines the closing function of the valve or valves and so a relative rotation of this camshaft causes a change in the valve closing time.
  • Load control via late closing of the inlet valve or valves, in which the excess charge already drawn in by the piston is pushed out again in the subsequent compression phase, is also possible with this arrangement.
  • the use of the device on the outlet side with an arrangement according to claim 9 makes it possible to change the outlet let-close-time a targeted control of the residual gas portion of the fresh mixture.
  • a targeted control of the opening time of the valve or valves is also possible with the aid of the aforementioned device, specifically when the camshaft (2) driven by the coupling gear (5) determines the opening function.
  • the residual gas content can thus be optimally adapted to the respective operating conditions by targeted control of the inlet-open time, on the outlet side an additional use of expansion work depending on the operating point is possible.
  • the geometric design of the coupling gear essentially determines the sensitivity of the adjustment angle of the camshaft (2) to be rotated. With the transmission ratios between drive and driven wheels and intermediate wheels and the dependent position of the couplings relative to one another, suitable parameters are available for optimal design of the transmission for the respective application. Any adjustment of the position of the couplers (10), (11) and (12) introduced from the outside is understood as the adjustment path of the coupling gearbox, which ultimately adjusts the driven camshaft relative to the driving camshaft with a corresponding transmission ratio.
  • the adjustment path and thus the change in position can be initiated, for example, as a rotary movement about the bearing point (Pl) of the coupling (10) which is fixed to the housing, by means of an actuating mechanism acting at an extension (P5) of the coupling (10).
  • An adjustment initiated at the other two couplers is also possible.
  • Different actuators are suitable for the adjustment itself, such as, for example, hydraulically or pneumatically actuated linear actuating cylinders or electrically actuated direct current motors with a correspondingly adapted gear.
  • the sensitivity of the twist angle to the initiated change of position of the coupling gear can be influenced by the distance between the articulation point (P5) and the fixed pivot points (Pl) and (P2) of the coupling (10) and (12) (larger distance results in lower sensitivity and vice versa).
  • the gear ratio between the input and output gear (6) and (7) on the one hand and the intermediate gears (8) and (9) on the other hand is also decisive for the size of the resulting angle of rotation .
  • an increase in the effective diameter of the intermediate wheels (8) and (9) compared to the driving and the driven wheel causes an increase in the angle of rotation of the camshaft (2) to be rotated with the same adjustment path of the coupling mechanism; a reduction in the diameter of the intermediate wheels reduces the sensitivity of the camshaft rotation and thus the change in the timing.
  • Another parameter is the position (angular position) of the couplings relative to one another, which are ultimately determined by the diameter of the four gear wheels in contact with one another and the distance between the driving camshaft and the driven camshaft.
  • a crank gear designed according to claim 12 as a parallelogram results in a linear dependence of the twist angle of the camshaft (2) to be twisted on the introduced adjustment path, so that the twist angle is a constant multiple of the initiated twist angle by every position of the coupling gear Point (Pl) is.
  • Pl coupling gear Point
  • a more or less pronounced non-linear dependency can be achieved between the angle of rotation of the camshaft (2) to be rotated and the initiated change in position.
  • This can be achieved both by diameter differences between the intermediate gears (8) and (9) on the one hand and the input and output gears (6) and (7) on the other hand, as well as by the distance between the axes of rotation (Pl) and (P2).
  • the input and output gears must have the same diameter in any case, given the same speeds of the two control shafts in contact with one another, the two intermediate gears can definitely be sen, the two intermediate gears can be designed with different effective engagement radii.
  • An embodiment of the coupling gear according to claim 13 allows in particular in the area of an extended position of two neighboring couplings, e.g. at an angle between 150 and 180 ° enclosed by the couplers (11) and (12), very large angles of rotation with only small changes in position, e.g. the coupling (10) too.
  • the adjustment gear can also be braced in accordance with claims 18 and 19 via an additional gear with friction locking, which connects the driving and the camshaft to be rotated and driven by means of a pair of wheels with differently effective diameters.
  • This additional gear unit can be designed, for example, either as a pair of friction wheels (claim 18) or as a gear unit with frictional engagement at a suitable point (claim 19). 4 shows a possibility for bracing the adjusting gear via a pair of friction wheels.
  • the two shafts (17) and (18) are in contact via two friction wheels (19) and (20) firmly connected to them.
  • the two friction wheels (19) and (20) are designed with slightly different diameters, so that there is a braking or pre-rotating torque between the driving and driven camshafts, which ultimately leads to tensioning of the adjusting gear and system changes on the teeth flanks prevented.
  • the gear (37) is positively connected to the camshaft (1), the speed difference must be compensated for by a frictional connection on the camshaft (2).
  • the coupling (10) is part of the coupling gear, which can be rotated relative to the frame (27) by an actuator, and thus causes the second camshaft to be driven to rotate.
  • An axial cam disk (21) is thereby replaced by a positive binding rotated with the coupling (10), for example by the pins (28).
  • the axial cam disc (21) scans the axial disc counterparts (29) fixed to the frame, which results in an axial movement of the axial cam disc (21). This movement is transmitted via the contact point (30) to the driver sleeve (22), which is helically toothed on the inside and / or outside.
  • the spring (31) ensures the frictional connection at point (30) and takes over the resetting of the driving sleeve (22) into an end position.
  • the driver sleeve (22) represents the positive connection between the drive wheels (25) and (26) driven directly or indirectly by the crankshaft and the camshaft (23) to be driven by the coupling gear.
  • the axial cam function of the axial cam disk (21) or of the frame (27) can implement both forward and backward relative adjustments depending on the requirements, in particular with regard to the inlet-open time in connection with the inlet-close time.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung beschreibt eine Möglichkeit zur relativen Verdrehung zweier Nockenwellen zur Steuerung von Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere zur Einsparung der Ladungswechselverluste von Hubkolben-Ottomotoren. Die Erfindung erlaubt es insbesondere, sehr große Verstellwinkel von bis zur 220° KW in kurzen Zeiten zur realisieren.

Description

Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brenn¬ kraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomotoren
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brennkraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Laststeuerung von Ottomotoren über die Ein¬ laßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylin¬ der, bestehend aus zwei gegensinnig drehenden Nockenwellen (1, 2 ) , welche über ein Übertragungsglied, insbesondere einen Schwinghebel (3) auf das oder die in Schließrichtung federbe¬ lasteten Ventile (4) wirken, wobei eine Nockenwelle die Öff- netfunktion und die zweite Nockenwelle die Schließtfunktion bestimmt, so daß durch eine relative Verdrehung der beiden Nockenwellen gegeneinander der Hub und/oder die Öffnungsdauer des oder der Ventile in weiten Bereichen verändert werden kann.
Eine derartige Ventilsteuerung ist aus der Offenlegungsschrift DE-OS 35 31 000 bekannt. Bei diesem bekannten Ventiltrieb wird die erforderliche Variabilität einer Ventilsteuerung , vornehmlich zur Vermeidung von DrosselVerlusten, dadurch verwirklicht, daß der öffnungs- und Schließtvorgang von zwei verschiedenen, mit regelbarem Phasenwinkel zur Kurbelwelle laufenden Steuernocken ausgeführt wird. Dabei wird ein beliebig ausgebildeter Steuerhebel von den beiden Nockenwellen derart betätigt, daß das in Schließrichtung federbelastete Ventil nur dann geöffnet ist, wenn beide Steuernocken ausgefahren sind. Durch entsprechende Phasenlage der Nocken- wellen können so variable Ventilsteuerzeiten eingestellt wer¬ den. Eine ähnliche Ventilsteuerung für Einlaßventile von Hub¬ kolben-Brennkraft- maschinen wird in der DE-OS 35 19 319 beschrieben. Hierbei greift zusätzlich zu einer rotierenden Hubnockenwelle eine mit gleicher Drehzahl umlaufende Steuer¬ nockenwelle auf eine verschiebliche Lagerstelle des schwenk¬ baren Ventilhebels. Damit sind prinzipiell variable Ventil¬ steuerungen realisierbar, bei der der Ventilhubverlauf so veränderbar ist, daß die durch Drosselung bedingten Ladungswechselverluste bei Ottomotoren verringert werden.
Die relative Verdrehung der beiden Nockenwellen erfolgt bei der in der DE-OS 35 31 000 beschriebenen Lösung, über vom Gaspedal gesteuerte, axial auf entsprechenden Steilgewinden verschiebbare Antriebsräder der Nockenwellen. Auch die aus anderen Patent- und Offenlegungsschriften bekannten (z. B. DE- OS 29 09 803) und heute schon zum Teil in Serienproduktion be¬ findlichen Nockenwellen-Phasenversteller nach dem Prinzip der axialen Verschiebung eines Kolbens auf einer schraubenförmigen Nut lassen nur kleine Verdrehwinkel bei relativ langen Stellzeiten zu. Darüber hinaus benötigen die bekannten Lösun¬ gen einen großen Bauraum, insbesondere in Richtung der Motor¬ längsachse.
Zur Realisierung einer drosselfreien Laststeuerung im gesamten Betriebsbereich heutiger Fahrzeug-Ottomotoren sind relative Verdrehwinkel zwischen den beiden Nockenwellen in einer Größenordnung von 150 bis 220 °KW erforderlich, will man außerdem das Potential optimaler Ventilsteuerzeiten für maxi¬ male Füllung bei Vollast im gesamten Drehzahlbereich nutzen. Dieser Verstellvorgang muß zudem aus den Anforderungen des dy¬ namischen Fahrzeugbetriebs heraus innerhalb kürzester Zeit¬ räume inBruchteilen von Sekunden erfolgen. Der Versteller selbst sollte kompakt bauen, um den heutigen engen Pla zVer¬ hältnissen im Motorraum gerecht zu werden. Aus der DE-PS 470 032 ist eine Ventilsteuerung für Brenn¬ kraftmaschinen bekannt, die im wesentlichen dadurch gekenn¬ zeichnet ist, daß zur Steuerung des Ventils zwei unrunde Steuerscheiben vorgesehen sind, deren Drehachsen ihre Lage zur Drehachse eines Übertragungshebels dauernd beibehalten. Der Übertragungshebel zur Betätigung des Ventils ist dabei als zweiteiliger Kipphebel mit fester Drehachse ausgeführt und kann bei einer relativen Verdrehung der beiden Steuerscheiben gegeneinander dementsprechend lediglich die Öffnungs- oder Schließtdauer der Ventile innerhalb enger Grenzen verändern, nicht aber den Ventilhub. Es handelt sich hierbei um eine so¬ genannte ODER-Schaltung, bei der immer diejenige Steuerscheibe mit dem jeweils größten wirksamen Hubkreis den Ventilhub be¬ stimmt. Um Sprungfunktionen und damit unzulässig hohe Be¬ schleunigungen im Ventiltrieb bei einer relativen Verdrehung beider Steuerscheiben gegeneinander zu vermeiden, kann ein Übergang von einer Steuerscheibe auf die andere letztlich nur bei konstantem wirksamen Hub, im wesentlichen bei Maximalhub, erfolgen. Hierdurch ist der nutzbare Verstellbereich dieses Systems stark eingeschränkt und für eine drosselfreie Last¬ steuerung nicht geeignet. Das in dieser Patentschrift be¬ schriebene epizyklische Getriebe zum Antrieb von einer Steuer¬ scheibe wird gleichzeitig dazu genutzt, die beiden Steuer¬ scheiben gegeneinander zu verdrehen. Dieses epizyklische Ge¬ triebe besteht aus vier Zahnrädern, von denen zwei Zahnräder auf den parallel liegenden Wellen der beiden Steuerscheiben sitzen und sich über zwei weitere, in Reihe geschaltete Zwischenräder antreiben. Diese beiden Zwischenräder werden von einer beweglichen Lenkeranordnung getragen, welche ihnen eine epizyklische Bewegung erteilt. Die Lenkeranordnung besteht aus drei einzelnen Lenkern, von denen zwei Lenker je ein auf den Wellen der Steuerscheiben sitzendes Zahnrad mit jeweils einem Zwischenrad verbinden, während der dritte Lenker die beiden erst genannten Lenker miteinander verbindet. Die Verbindung dieser beiden Lenker erfolgt jedoch nicht an den Drehachsen der beiden Zwischenräder, sondern mit einigem Abstand hierzu. Diese Anordnung des dritten Lenkers läßt eine Verstellung des epizyklischen Getriebes jedoch nur dann zu, wenn sowohl die, die Zwischenräder tragenden Lenker parallel zueinander ange¬ ordnet sind, wie auch der dritte Lenker und eine in den Dreh¬ achsen der beiden Steuerscheiben liegende Ebene. Die Anordnung der Lenker des epizyklischen Getriebes muß praktisch die Form eines Parallelogramms aufweisen, da nur dann die Abstände der beiden gegenüberliegenden Lenker bei jeder Stellung der Lenkeranordnung gleich bleiben, was für diese Art der Lenker¬ anordnung Grundvoraussetzung für die einwandfreie Funktion der miteinander kämmenden Getrieberäder ist. Dadurch sind na¬ turgemäß die Durchmesser der vier in Eingriff stehenden Ge¬ trieberäder direkt voneinander abhängig, die Übersetzungsver¬ hältnisse zwischen den auf den Wellen der Steuerscheiben sitzenden Zahnrädern und den Zwischenrädern sind in engen Grenzen vorgegeben. Insbesondere können die Durchmesser der Zahnräder nicht frei zur Beeinflußung der Empfindlichkeit des Verdrehwinkels der zu verdrehenden Steuerwelle gewählt werden.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen Verstellmechanismus für einen Ventiltrieb der eingangs erwähnten Art zu schaffen, bei dem der für eine drosselfreie Laststeuerung und für maximale Füllung im gesamten Drehzahl¬ bereich erforderliche Verdrehwinkel eines Doppelnockenwellen- Ventiltriebs ebenso realisierbar ist, wie die Verstellung innerhalb der geforderten kurzen Zeiten. Auch soll eine schma¬ le, platzsparende Bauweise des Verstellers ebenso erreicht werden, wie möglichst geringe Relativbewegungen der beweg¬ lichen Teile zueinander. Darüberhinaus soll der Verstellme- chanismus die Möglichkeit bieten, die Verstellempfindlichkeit den jeweiligen Anforderungen entsprechend anzupassen.
Diese Aufgabe wird bei einer Vorrichtung der eingangs erwähn¬ ten Art, dadurch gelöst, daß die relative Verdrehung der bei¬ den Nockenwellen gegeneinander mittels eines 4-rädrigen Kop¬ pelgetriebes (5) erfolgt, dessen Antriebsrad (6) mit der von der Kurbelwelle angetriebenen ersten Nockenwelle und dessen Abtriebsrad (7) mit der über das Koppelgetriebe anzutreibenden und relativ zur ersten Nockenwelle zu verdrehenden zweiten Nockenwelle formschlüssig verbunden sind, mit einer ersten Koppel (10), die die Wellen des Antriebsrades (6) und des er¬ sten Zwischenrades (8), einer zweiten Koppel (11), die die Wellen in den Drehachsen des ersten Zwischenrades (8) und des zweiten Zwischenrades (9) und einer dritten Koppel (12), die die Wellen des zweiten Zwischenrades (9) und des Abtriebsrades (7) derart miteinander verbinden, daß durch eine an den Kop¬ peln (10), (11) oder (12) angreifende, Verstellung um die ge¬ häusefesten Drehachsen der Nockenwellen ein Abrollen der Zwischenräder (8, 9) auf den An- und Abtriebsrädern (6, 7) er¬ folgt. Eine alternative Lösung ergibt sich aus Anspruch 5.
Vorzugsweise soll mit einer erfindungsgemaßen Vorrichtung eine drosselfreie Laststeuerung bei Ottomotoren im gesamten Be¬ triebsbereich realisiert werden. Die Voraussetzungen hierfür sind mit der vorliegenden Vorrichtung zunächst dadurch er¬ füllt, daß eine stufenlose Verstellbarkeit des Ventilhubs, vornehmlich der Einlaßventile, von Nullhub bis Maximalhub bei ausreichender Variabilität der Schließt-Steuerzeiten reali¬ sierbar ist. Die hierfür vorgesehene Vorrichtung arbeitet ent¬ sprechend einem Additionsgetriebe, bei dem die in Schlie߬ richtung federbelasteten Ventile nur dann geöffnet werden, wenn zwei mit gleicher Drehzahl umlaufende Nockenwellen über die zugeordneten Abgriffselemente eines Übertragungsgliedes, vornehmlich eines Schwinghebels, mit ihren Hubfunktionen im Eingriff sind. Dabei ist die eine Nockenwelle für die Öffnet- funktion des Ventils maßgeblich, während die andere Nocken¬ welle die Schließtfunktion bestimmt. Durch relative Verdrehung der beiden zuständigen Nockenwellen gegeneinander können der Hub und/oder die Öffnungsdauer der Ventile in weiten Bereichen verändert werden.
Hierfür stehen die beiden Nockenwellen erfindungsgemäß über ein 4-rädriges Koppelgetriebe miteinander im Eingriff, wobei das eine Rad des Koppelgetriebes mit der von der Kurbelwelle angetriebenen ersten Nockenwelle fest verbunden ist und über die beiden Zwischenräder das Abtriebsrad und damit die zweite Nockenwelle antreibt. Im Unterschied zur DE-PS 470 032 werden die Räder des Getriebes jedoch untereinander jeweils in ihren Drehachsen von den Koppeln getragen, wodurch sich zusätzliche Freiheitsgrade bei der geometrischen Auslegung des Getriebes ergeben. Die einzelnen Koppeln sind als einfache Bügel ein- oder mehrteilig ausgeführt, wobei die erste Koppel mit dem einen Ende vorzugsweise auf der antreibenden Nockenwelle drehbar gelagert ist und mit dem anderen Ende eine Welle trägt, auf welcher das erste Zwischenrad sowie die zweite Kop¬ pel getragen werden. Die zweite Koppel, ebenfalls als ein¬ facher Bügel ausführbar, verbindet die beiden als Drehachsen wirkenden Wellen des ersten und zweiten Zwischenrades derart miteinander, daß beide Räder sich gegenseitig antreiben kön¬ nen. Die dritte Koppel trägt wiederum an ihrem einen Ende die Drehachse des zweiten Zwischenrades und hängt mit dem anderen Ende drebar gelagert derart auf der zweiten Nockenwelle, daß das zweite Zwischenrad das ebenfalls auf dieser Nockenwelle sitzende Abtriebsrad des Koppelgetriebes antreibt. Bei einer rotatorischen Verstellung der Koppeln um die Achsen der gehäu¬ sefesten Nockenwellen stellt sich prinzipbedingt ein großer Verdrehwinkel der angetriebenen gegenüber der antreibenden Nockenwelle dadurch ein, daß der Verdrehwinkel des Kurbelge¬ triebes überlagert wird von dem Abrollen der Getrieberäder des Koppelgetriebes aufeinander. Zur Unterbringung dieses Ver¬ stellmechanismus braucht der Zylinderkopf nur etwa um die er¬ forderliche Stirnradbreite verlängert werden, ohne daß zusätz¬ licher axialer Bauraum für den Verstellweg selbst benötigt wird. Der Verstellweg quer zur Motorlängsachse ist durch die Überlagerung von Verstellweg der Koppel und Abrollen der Ge¬ trieberäder aufeinander sehr klein. Darüberhinaus kann infolge der kleinen Verstellwege des Koppelgetriebes die Verstellung problemlos mit entsprechenden Aktuatoren innerhalb der kurzen geforderten Zeiträume realisiert werden.
Im folgenden wird die Erfindung anhand der nachfolgenden Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigt: Fig. 1 einen Verstellmechanismus gemäß der Erfindung in sche- matischer Darstellung,
Fig. 2 die prinzipielle Darstellung eines Zweinockenwellen- Ventiltriebs zur variablen Steuerung von Tellerhubventilen entsprechend dem Oberbegriff der Anmeldung,
Fig. 3 eine schematische Darstellung des Verstellmechanismus mit überdeckenden Getrieberädern,
Fig. 4 eine Möglichkeit zur Verspannung des Verstellmechanis¬ mus,
Fig. 5 eine schematische Darstellung eines zusätzlichen Phasenstellers in Verbindung mit dem erfindungsgemäßen Ver¬ stellmechanismus und
Fig. 6 - 11 unterschiedliche Kombinationen zum Antrieb der Nockenwellen eines Drei-Nockenwellenmotors von der Kurbelwelle und zur Anordnung des erfindungsgemäßen Koppelgetriebes.
Der in Fig. 1 prinzipiell dargestellte, als Koppelgetriebe (5) ausgebildete Verstellmechanismus stellt eine Kombination aus einem viergliedrigen Kurbelgetriebe, bestehend aus drei drehbar miteinander verbundenen Koppeln (10), (11), und (12) mit zwei gehäusefesten Anlenkpunkten (Pl) und (P2), und einem Rädergetriebe dar, dessen vier in Reihe geschaltete und einan¬ der antreibende Getrieberäder (6) , (8) , (9) und (7) in den Gelenkpunkten (Pl), (P3), (P4) und (P2) des Kurbelgetriebes gelagert sind. Vorzugsweise ist das 4-rädrige Getriebe als Zahnradgetriebe ausgeführt. Nach Anspruch 1 ist das Antriebs¬ rad (6) fest mit der von der Kurbelwelle angetriebenen ersten Nockenwelle (1) der bekannten Vorrichtung zur variablen Ven¬ tilsteuerung verbunden und treibt das von der ersten Koppel (10) getragen Zwischenrad (8) an. Dieses Zwischenrad (8) ist wiederum über eine zweite Koppel (11) mit einem weiteren Zwischenrad (9) verbunden und treibt dieses an. Über die Kop¬ pel (12) hängt das Zwischenrad (9) an einem an der zweiten Nockenwelle (2) des besagten Ventiltriebs befestigten Ab¬ triebsrad (7), so daß hierüber letztendlich diese zweite Nockenwelle gegensinnig zur ersten Nockenwelle angetrieben wird. Dabei bedingt die Forderung nach gleicher Drehzahl bei- der Nockenwellen, daß zumindest die beiden mit den Nockenwel¬ len fest verbundenen An- und Abtriebsräder (6) und (7) den¬ selben wirksamen Durchmesser haben.
Bei einer Verdrehung beispielsweise der Koppel (10) um den ge¬ häusefesten Punkt (Pl), der entsprechend Anspruch 1 vorteil¬ hafterweise mit der Drehachse der antreibenden Nockenwelle zusammenfallen kann, wird das Abtriebsrad (7) und die damit fest verbundene zweite Nockenwelle (2) (Fig. 2) um die über¬ lagerte Bewegung des Kurbelgetriebes und dem Abrollen der Ge¬ trieberäder des Rädergetriebes aufeinander gegenüber der ersten Nockenwelle (1) (Fig. 2) verdreht. Dabei ist es für die Verstellung selbst zunächst unwesentlich, an welcher Stelle des Koppelgetriebes der Verstellvorgang eingeleitet wird. Da die Zwischenräder (8) und (9) in den Gelenkpunkten (P3) und (P4) der drei Koppeln geführt sind, bleibt der Abstand der vier in Eingriff stehenden Getrieberäder bei jeder Stellung der Koppeln unverändert, auch wenn das Kurbelgetriebe, wie in Fig. 1 dargestellt, nicht als Parallelogramm ausgeführt ist. Dadurch eröffnen sich zusätzliche Freiheitsgrade bei der Aus¬ legung des Getriebes, insbesondere bezüglich der Durchmesser der Getrieberäder, dem Abstand zwischen antreibender und an¬ zutreibender Nockenwelle und davon abhängig der Längen und Lagen der Koppeln zueinander.
Fig. 2 zeigt schematisch einen Zweinockenwellen-Ventiltrieb, mit dem mittels des Verstellmechanismus gemäß der Erfindung variable Steuerzeiten bei Tellerhubventilen verwirklicht wer¬ den können. Die Vorrichtung besteht aus zwei, mit gleicher Drehzahl umlaufenden Nockenwellen (1, 2), deren Kurvenscheiben über geeignet geformte Abgriffskörper auf einen Schwinghebel (3) wirken. Der Schwinghebel (3) überträgt seine Bewegung auf ein in Schließrichtung federbelastetes Hubventil (4) konven¬ tioneller Bauweise. Aufgrund des überlagerten Bewegungsablaufs des Schwinghebels (3) kann dieser nicht unmittelbar auf einem gehäusefesten Drehpunkt gelagert werden, sondern muß über andere geignete Maßnahmen geführt werden. In Fig. 2 erfolgt diese Führung beispielhaft über einen Anlenkhebel (37), wel¬ cher in dieser speziellen Darstellung mit dem einen Ende im Mittelpunkt (P6) eines Abgriffskörpers zum Abtasten der Nockenwelle (1) am Schwinghebel (3) angelenkt ist und mit dem anderen Ende im Mittelpunkt der Nockenwelle (2) drehbar gela¬ gert ist. Dieses System arbeitet entsprechend einer sogenann¬ ten UND-Schaltung. Dabei werden die Ventile nur dann geöffnet, wenn beide Nockenwellen (1, 2) mit ihren Hubfunktionen auf den Schwinghebel (3) wirken. Zur Verdeutlichung soll der Bewe¬ gungsablauf nachfolgend für eine beliebige Konfiguration und einen Ventilhubverlauf beschrieben werden:
Beispielhaft seien in Fig. 2 Nockenwelle (1) die Öffnet-Welle mit Drehrichtung im Uhrzeigersinn und Nockenwelle (2) die Schließt-Welle mit Drehrichtung entgegen Uhrzeigensinn. Beide Nockenwellen weisen jeweils Profile auf, die sich zusammen¬ setzen aus den Grundkreisen (38, 39), den Hubkreisen (44, 45) und den ansteigenden (40, 42) bzw. abfallenden Nockenflanken (41, 43). Der Vorgang beginnt damit, daß die Nockenwelle (2) mit ihrem Hubkreis (45) auf den Schwinghebel (3) wirkt, ohne daß sich das Ventil (4) öffnet, solange die Nockenwelle (1) noch mit ihrem Grundkreis (38) auf den Schwinghebel (3) wirkt. Erst wenn Nockenwelle (1) mit ihrer Hubflanke (40) mit dem Schwinghebel (3) in Kontakt tritt, beginnt sich das Ventil (4) zu öffnen. Sobald nun die Nockenwelle (2) mit ihrer abfallen¬ den Flanke (43) auf den Schwinghebel (3) wirkt, setzt eine überlagerte Drehbewegung des nun vornehmlich als Kipphebel arbeitenden Schwinghebels (3) um den momentanen Berührpunkt mit der Nockenwelle (1) ein, die den Schließtvorgang des Ven¬ tils (4) einleitet. Das Ventil ist vollständig geschlossen, wenn die Nockenwelle (2) wieder mit ihrem Grundkreis (39) auf den Schwinghebel (3) wirkt. Der anschließende Übergang der Nockenwelle (1) vom Hubkreis (44) auf den Grundkreis (38) ist für den Öffnungsverlauf des Ventils ohne Bedeutung. Durch stu¬ fenloses Verdrehen der Nockenwelle (2) gegenüber der Nocken¬ welle (1) ist somit eine kontinuierliche Verstellung des Ven¬ tilhubverlaufs von Nullhub bis zu extrem langen Öffnungsdauern bei Maximalhub möglich. Dabei werden kleinste Ventilhübe bei sehr kurzen Öffnungsdauern dadurch eingestellt, daß die Nockenwelle (2) mit Hilfe des oben beschriebenen Koppelgetrie¬ bes (5) relativ zur Nockenwelle (1) und entsprechend ihrem Drehsinn so verdreht wird, daß bereits während die Nockenwelle
(1) mit ihrer ansteigenden Flanke (40) das Ventil (4) zu öffnen beginnt, die Nockenwelle (2) mit der abfallenden Flanke (43) den überlagerten Schließtvorgang vollzieht. Für sehr lange Ventilöffnungsdauern bei Maximalhub muß die Nockenwelle
(2) entgegen ihrem Drehsinn soweit verstellt werden, daß erst nachdem die Öffnungs-Nockenwelle (1) mit ihrem Hubkreis (44) auf den Schwinghebel (3) wirkt und damit das Ventil (4) kom¬ plett geöffnet ist, die Nockenwelle (2) durch den Übergang von Hubkreis (45) auf die abfallende Flanke (43) den Schließt¬ vorgang einleitet. Ein mit diesem Ventiltrieb sinnvoll nutz¬ barer Verstellbereich von 150 bis 220 °KW läßt sich mit dem erfindungsgemäßen Koppelgetriebe bei vergleichsweise kleinen Verstellwegen vorteilhaft realisieren. Natürlich kann dieses Koppelgetriebe auch für andere vergleichbare Aufgabenstel¬ lungen angewendet werden, bei denen eine erste Welle von einer zweiten gegensinnig angetrieben und relativ zu ihr verdreht werden soll.
Wie in Anspruch 1 beschrieben, kann das Koppelgetriebe (5) mit seinen An- (6) und Abtriebsrädern (7) direkt auf den Nocken¬ wellen (1) und (2) des vorab beschriebenen variablen Ventil¬ triebs angebracht sein, wobei der Drehsinn der Nockenwellen und die Zuordnung bezüglich der Öffnet- und Schließfunktion beliebig festgelegt werden können. Da diese beiden Nockenwel¬ len vorzugsweise entweder zur Betätigung der Einlaß- oder der Auslaßhubventile eines köpfgespülten Verbrennungsmotors vor¬ gesehen sind, muß zur Steuerung der jeweils anderen, nicht mit der oben beschriebenen variablen Ventilsteuerung betätigten Ventile mindestens eine zusätzliche Steuerwelle vorgesehen werden. Dadurch ergeben sich für den Antrieb von dann min¬ destens drei Nockenwellen von der Kurbelwelle und die Anord¬ nung des Koppelgetriebes unterschiedliche Kombinationsmög- lichkeiten, die beispielhaft in den Fig. 6, 7 und 8 wiederge¬ geben sind. Fig. 6 zeigt entsprechend Anspruch 2 eine Kombina¬ tion, bei der eine dritte, nicht für die variabel steuerbaren Ventile zuständige Welle (32), zumeist die Auslaßnockenwelle, über ein geeignetes Übertragungselement (34), beispielsweise ein Zahnriemen oder eine Kette, von der Kurbelwelle (33) ange¬ trieben wird. Über einen Zwischentrieb (35), der ebenfalls als Zahnriemen- oder Kettentrieb oder auch als Zahnradgetriebe ausgeführt sein kann, treibt die Nockenwelle (32) die nicht zu verdrehende Nockenwelle (1) des variablen Ventiltriebs an. Der Antrieb und die Verstellung der Nockenwelle (2) erfolgt dann erfindungsgemäß mittels des oben beschriebenen Koppelgetriebes (5). In Fig. 7 wird gemäß Anspruch 3 die Nockenwelle (1) des variablen Ventiltriebs über einen entsprechenden Antrieb (34) von der Kurbelwelle (33) direkt angetrieben und treibt ihrerseits über ein Übertragungselement (34), z. B. eine Kette, die dritte Nockenwelle (32) und über das Koppelgetriebe (5) die Nockenwelle (2) gegensinnig an. Fig. 8 (vgl. Anspruch 4) zeigt eine Möglichkeit, unter Verzicht auf einen zusätzlichen Zwischentrieb beide nicht zu verdrehenden Steuer¬ wellen (1) und (32) mittels eines gemeinsamen Antriebsmittels (36) anzutreiben. Bei den vorab beschriebenen Möglichkeiten zum Antrieb der Nockenwellen von der Kurbelwelle können die Antriebsmittel sowie das erfindungsgemäße Koppelgetriebe je nach Randbedingungen beliebig an den beiden Motorstirnseiten und/oder an geeigneter Stelle innerhalb des Motorbauraumes angeordnet sein.
Entsprechend Anspruch 5 kann es zweckmäßig sein, daß das An¬ triebsrad (6) des Koppelgetriebes (5) auf einer dritten, ebenfalls mit Nockenwellendrehzahl rotierenden Welle (32) sitzt und von dort aus über die Zwischenräder (8) und (9) und das Abtriebsrad (7) die zu verdrehende Nockenwelle (2) der Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile antreibt. Hierfür würde sich ebenso eine gegebenenfalls vorhandene Aus¬ laßnockenwelle eignen. Die Fig. 9, 10 und 11 zeigen auch hier¬ für unterschiedliche Kombinationsmöglichkeiten für den Antrieb der Nockenwellen von der Kurbelwelle und die Anordnung des Verstellgetriebes bei einem Drei-Nockenwellenmotor. Der An¬ trieb der nicht zuverdrehenden Nockenwelle (1) des variablen Ventiltriebs von der Kurbelwelle kann in diesem Fall, entspre¬ chend den Ansprüchen 6 - 8 auf unterschiedliche Weise erfol¬ gen, zum Beispiel durch geeignete Antriebsmittel (34), z. B. Kette von der Kurbelwelle direkt (Fig. 9) oder über entsprechende Zwischentriebe (35) von der dritten, das Kop¬ pelgetriebe antreibenden Welle (32) (Fig. 10) oder über ein gemeinsames Antriebsmittel (36) zusammen mit der das Antriebs¬ rad (6) des Koppelgetriebes (5) tragenden Welle (32) (Fig. 11). Der Antrieb der Nockenwellen kann entsprechend den An¬ sprüchen 2 bis 8 über geeignete Antriebsmittel, beispielsweise Zahnriemen oder Kette, von der Kurbelwelle direkt oder über eine Zwischenwelle indirekt erfolgen. Der indirekte Antrieb über eine zentral angeordnete Zwischenwelle kann zum Beispiel bei V-Motoren von besonderem Interesse sein.
Vorzugsweise wird nach Anspruch 9 der Verstellmechanismus so angeordnet, daß die über das Koppelgetriebe (5) anzutreibende Nockenwelle (2) die Schließfunktion des oder der Ventile be¬ stimmt und so eine relative Verdrehung dieser Nockenwelle eine Veränderung des Ventilschließzeitpunktes bewirkt. Auf diese Art und Weise ist bei einer einlaßseitigen Anwendung der Vorrichtung eine ungedrosselte Laststeuerung bei Ottomotoren, durch definiertes Schließen des oder der Einlaßventile zu einem Zeitpunkt, nach dem die geforderte Ladungsmenge vom Kol¬ ben angesaugt wurde, möglich. Bei sehr niedrigen Lasten bedeu¬ tet dies, daß das Einlaßventil vorzeitig, noch während der Ab¬ wärtsbewegung des Kolbens in der Ansaugphase, bei entsprechend niedrigen Maximalhüben geschlossen wird. Auch eine Last- Steuerung über spätes Schließen des oder der Einlaßventile, bei der die vom Kolben bereits angesaugte überschüssige Ladungsmenge in der anschließenden Kompressionsphase wieder ausgeschoben wird, ist bei dieser Anordnung möglich. Die aus- laßseitige Anwendung der Vorrichtung mit einer Anordnung ent¬ sprechend Anspruch 9 ermöglicht über die Veränderung der Aus- laß-Schließt-Zeit eine gezielte Steuerung des Restgasanteils am Frischgemisch.
Daneben ist entsprechend Anspruch 10 mit Hilfe der genannten Vorrichtung auch eine gezielte Steuerung des Öffnungszeit¬ punktes des oder der Ventile möglich, und zwar dann, wenn die von dem Koppelgetriebe (5) angetriebene Nockenwelle (2) die Öffnetfunktion bestimmt. Einlaßseitig kann so durch gezielte Steuerung der Einlaß-Öffnet-Zeit der Restgasgehalt den jewei¬ ligen Bertriebsbedingungen entsprechend optimal angepaßt wer¬ den, auslaßseitig ist eine zusätzliche Nutzung von Expansions¬ arbeit betriebspunktabhängig möglich.
Die geometrische Auslegung des Koppelgetriebes bestimmt in we¬ sentlichem Umfang die Sensibilität des Verstellwinkels der zu verdrehenden Nockenwelle (2). Mit den Übersetzungsverhältnis¬ sen zwischen An- bzw. Abtriebsrädern und Zwischenrädern und der davon abhängigen Stellung der Koppeln zueinander stehen geeignete Parameter zur optimalen Gestaltung des Getriebes für den jeweiligen Anwendungsfall zur Verfügung. Als Verstellweg des Koppelgetriebes entsprechend Anspruch 11 wird jede von außen eingeleitete Lageänderung der Koppeln (10), (11) und (12) verstanden, die letztlich mit einem entsprechenden Über¬ setzungsverhältnis die angetriebene gegenüber der antreibenden Nockenwelle verstellt.
Wie in Fig. 1 dargestellt, kann der Verstellweg und damit die Lageänderung beispielsweise als Drehbewegung um den gehäuse¬ festen Lagerpunkt (Pl) der Koppel (10) durch einen im Punkt (P5) an einer Verlängerung der besagten Koppel angreifenden Stellmechanismus eingeleitet werden. Ebenso möglich ist eine an den beiden anderen Koppeln eingeleitete Verstellung. Für die Verstellung selbst eignen sich unterschiedliche Aktuato- ren, wie beispielsweise hydraulisch oder pneumatisch betätigte Linear-Stellzylinder oder elektrisch betätigte Gleich¬ strommotoren mit entsprechend angepaßtem Getriebe. Die Sensi- tivität des Verdrehwinkels auf die eingeleitete Lageänderung des Koppelgetriebes kann durch den Abstand zwischen dem An- lenkpunkt (P5) und den gehäusefesten Drehpunkten (Pl) und (P2) der Koppeln (10) und (12) beeinflußt werden (größerer Abstand ergibt geringere Sensitivität und umgekehrt). Neben dem Ver¬ stellweg des Koppelgetriebes ist auch das Übersetzungsver¬ hältnis zwischen An- und Abtriebsrad (6) und (7) auf der einen Seite und den Zwischenrädern (8) und (9) auf der anderen Seite für die Größe des resultierenden Verdrehwinkels entscheidend. So bewirkt eine Vergrößerung der wirksamen Durchmesser der Zwischenräder (8) und (9) gegenüber dem antreibenden und dem angetriebenen Rad eine Vergrößerung des Verdrehwinkels der zu verdrehenden Nockenwelle (2) bei gleichem Verstellweg des Kop¬ pelgetriebes; eine Verkleinerung der Durchmesser der Zwischenräder verringert die Empfindlichkeit der Nockenwel¬ lenverdrehung und damit der Steuerzeitenänderung. Ein weiterer Parameter bietet die Stellung (Winkellage) der Koppeln zuein¬ ander, die letztlich durch die Durchmesser der vier miteinan¬ der in Kontakt stehenden Getrieberäder und dem Abstand der an¬ treibenden Nockenwelle zur angetriebenen Nockenwelle bestimmt sind. Ein entsprechend Anspruch 12 als Parallelogramm ausge¬ führtes Kurbelgetriebe ergibt eine lineare Abhängigkeit des Verdrehwinkels der zu verdrehenden Nockenwelle (2) vom einge¬ leiteten Verstellweg, so daß der Verdrehwinkel bei jeder Stel¬ lung des Koppelgetriebes ein konstantes Vielfaches des einge¬ leiteten Verdrehwinkels um den Punkt (Pl) ist. Sobald das Kur¬ belgetriebe gemäß Anspruch 13 von der Form eines Parallelo¬ gramms abweicht, kann eine mehr oder weniger ausgeprägte nicht linerare Abhängigkeit zwischen Verdrehwinkel der zu ver¬ drehenden Nockenwelle (2) und der eingeleiteten Lageänderung erzielt werden. Dies kann sowohl durch Durchmesserdifferenzen zwischen den Zwischenrädern (8) und (9) einerseits und den An- und Abtriebsrädern (6) und (7) andererseits als auch durch den Abstand der Drehachsen (Pl) und (P2) voneinander erreicht werden. Während An- und Abtriebsräder unter der Voraussetzung gleicher Drehzahlen beider miteinander in Kontakt stehender Steuerwellen in jedem Fall gleiche Durchmesser aufweisen müs¬ sen, können die beiden Zwischenräder durchaus mit unter- sen, können die beiden Zwischenräder durchaus mit unter¬ schiedlich wirksamen Eingriffsradien ausgeführt sein.
Eine Ausführung des Koppelgetriebes entsprechend Anspruch 13 läßt insbesondere im Bereich einer gestreckten Lage zweier be¬ nachbarter Koppeln, z.B. bei einem von den Koppeln (11) und (12) eingeschlossenen Winkel zwischen 150 und 180 ° , sehr große Verdrehwinkel bei nur kleinen eingeleiteten Lageände¬ rungen z.B. der Koppel (10) zu.
Bei einer überdeckenden Ausführung der mit der Nockenwelle fest verbundenen Getrieberäder 13 und 14 gemäß Fig. 3 und An¬ spruch 14 sind die Vorteile einer platzsparenden, eng neben¬ einander liegenden Anordnung der Nockenwellen verbunden mit einer Verringerung der an den Zahnflanken angreifenden Kräften durch Vergrößerung der den Nockenwellen zugeordneten Getrie¬ beräder (13) und (14). Für eine derartige Bauweise des Verstellgetriebes ist es daüber hinaus vorteilhaft, gemäß den Ansprüchen 15 und 16 eines der beiden überschneidenden Getrieberäder (13) oder (14) zweiteilig auszuführen und symmetrisch zum anderen Wellenrad anzuordnen, so daß sowohl dieses einteilige Wellenrad als auch das ihm zugeordnete Zwischenrad (15) oder (16) beim Verstellvorgang in das zweiteilig ausgeführte Stirnrad eintauchen können. Hierdurch können unerwünschte Momente senkrecht zu den Drehachsen bei überschneidender Bauweise vermieden werden.
Infolge der Wechselmomente, resultierend aus den Anregungen des Ventiltriebs, kann es in einem als Zahnradgetriebe ausge¬ führten Koppelgetriebe der genannten Bauart zu Anlagewechseln kommen, die letztlich zu erhöhten Geräuschanregungen (Zahnradrasseln) bis hin zu Schäden an den Zahnradpaarungen führen. Deshalb kann es zweckmäßig sein, durch zusätzliche Maßnahmen entsprechend den Ansprüchen 17 bis 19 derartige Anlagewechsel zu vermeiden. Dies ist bei schrägverzahnten Zahnrädern dadurch möglich, daß zumindest eines der Zahnräder axial geteilt und gegenüber den Zahnflanken des mit ihm kam- hälf en verspannt wird (Anspruch 17). Die Verspannung kann beispielsweise mechanisch mittels Federn oder auch hydraulisch erfolgen.
Eine Verspannung des Verstellgetriebes kann aber auch ent¬ sprechend den Ansprüchen 18 und 19 über ein zusätzliches Ge¬ triebe mit Reibschluß erfolgen, welches die antreibende und die zu verdrehende, anzutreibende Nockenwelle über eine Rä¬ derpaarung mit unterschiedlich wirksamen Durchmessern mitein¬ ander verbindet. Eine derartige geringfügige Durchmesserdiffe¬ renz erzeugt ein gerichtetes Moment, welches den vom Ventil¬ trieb übertragenen Wechselmomenten überlagert wird und so als resultierendes schwellendes Moment ohne Nulldurchgang einen Anlagewechsel im Koppelgetriebe verhindert. Dieses zusätzliche Getriebe kann beispielsweise entweder als Reibradpaarung (Abspruch 18) oder als Zahnradgetriebe mit Reibschluß an ge¬ eigneter Stelle (Anspruch 19) ausgeführt sein. In Fig. 4 ist eine Möglichkeit zur Verspannung des Verstellgetriebes über eine Reibradpaarung dargestellt. Zusätzlich zu dem Antrieb der zweiten Nockenwelle über das 4-rädrige Koppelgetriebe stehen die beiden Wellen (17) und (18) über zwei fest mit ihnen ver¬ bundene Reibräder (19) und (20) in Kontakt. Dabei sind die beiden Reibräder (19) und (20) mit geringfügig unterschied¬ lichen Durchmessern ausgeführt, sodaß sich ein bremmsendes oder vordrehendes Moment zwischen antreibender und angetrie¬ bener Nockenwelle ergibt, was letzlich zu einer Verspannung des Verstellgetriebes führt und Anlagewechsel an den Zahn¬ flanken verhindert.
Fig. 12 beschreibt eine Möglichkeit, über eine zusätzliche Zahnradpaarung (37) und (38) ein vortreibendes oder bremsendes Moment zu erzeugen und damit einem Anlagewechsel im Koppelge¬ triebe entgegenzuwirken. Beispielhaft wird in Fig. 12 Nocken¬ welle (1) über das Rad (42) von der Kurbelwelle angetrieben. Auf der Nockenwelle (1) ist zusätzlich das Antriebsrad (6) des Koppelgetriebes befestigt, welches über die Zwischenräder (43) und (44) das formschlüssig mit Nockenwelle (2) verbundene Ab- triebsrad (7) gegensinnig antreibt. Außerdem dargestellt in Fig. 12 sind die beiden die Zwischenräder tragende Koppeln (10) und (12) sowie die verbindende Koppel (45). Die beiden zusätzlich miteinander kämmenden Zahnräder (37) und (38) wei¬ sen geringfügig unterschiedliche Zähnezahlen auf, wodurch zwischen beiden Zahnrädern eine Drehzahldifferenz erzeugt wird. Da das Zahnrad (37) formschlüssig mit Nockenwelle (1) verbunden ist, muß die Drehzahldifferenz durch eine reib¬ schlüssige Verbindung auf der Nockenwelle (2) ausgeglichen werden. Dies geschieht im dargestellten Beispiel dadurch, daß das Zahnrad (38) mittels einer definierten Kraft, beispiels¬ weise mittels einer Feder (39), welche als Tellerfeder ausge¬ führt sein kann, gegen einen formschlüssig auf der Nockenwelle (2) sitzenden Bund verspannt wird, so daß an den Kontaktstelle (40) eine Relativbewegung zwischen Nockenwelle (2) und Zahnrad (38) ermöglicht wird.
Da mit Hilfe des kennzeichnenden Koppelgetriebes lediglich eine der beiden Nockenwellen der im Oberbegriff beschriebenen Vorrichtung zur variablen Steuerung von Ventilen einer Brenn¬ kraftmaschinen relativ zur Kurbelwelle verdreht werden kann, kann es sinnvoll und zweckmäßig sein, mittels einer zusätz¬ lichen Vorrichtung auch die zweite Nockenwelle innerhalb sinn¬ voller Grenzen gegenüber der Kurbelwelle zu verstellen. Da¬ durch bietet sich beispielsweise die Möglichkeit, neben den Schließtzeiten des oder der Ventile zur drosselfreien Last¬ steuerung auch die Öffnet-Steuerzeiten zu verändern und damit den Restgasanteil am Frischgemisch den jeweiligen Betriebsbe¬ dingungen entsprechend anzupassen. Eine mögliche Ausgestaltung eines derartigen zusätzlichen Verstellsystems ist in Anspruch 20 beschrieben. Fig. 5 zeigt schematisch den erfindungsgemäßen Verstellmechanismus in Kombination mit einem zusätzlichen Phasenversteller. Die Koppel (10) ist Teil des Kop¬ pelgetriebes, das durch einen Aktuator rotatorisch gegenüber dem Gestell (27) verstellt werden kann, und so eine Verdrehung der zweiten, anzutreibenden Nockenwelle bewirkt. Dabei wird eine Axialnockenscheibe (21) durch eine formschlüssige Ver- bindung mit der Koppel (10), beispielsweise durch die Stifte (28) rotatorisch mitgedreht. Die Axialnockenscheibe (21) tastet dabei die gestellfesten Axialscheibengegenstücke (29) ab, wodurch sich eine axiale Bewegung der Axialnockenscheibe (21) ergibt. Diese Bewegung wird über den Kontaktpunkt (30) auf die innen und/oder außen gegensinnig schrägverzahnte Mit¬ nehmerhülse (22) übertragen. Die Feder (31) sichert dabei den Kraftschluß in Punkt (30) und übernimmt die Rückstellung der Mitnehmerhülse (22) in eine Endlage. Die Mitnehmerhülse (22) stellt die formschlüssige Verbindung zwischen den direkt oder indirekt von der Kurbelwelle angetriebenen Antriebsrädern (25) und (26) und der vom Koppelgetriebe anzutreibenden Nockenwelle (23) dar. Durch das Zusammenwirken der Schrägverzahnungen zwischen Mitnehmerhülse (22) und Antriebselement (24) sowie der Nockenwelle (23) wird eine Relativverstellung zwischen dem Antriebselement (24), das mit den Antriebsrädern (25) und (26) fest verbunden ist, und der Nockenwelle (23) erreicht. Die Axialnockenfunktion der Axialnockenscheibe (21) bzw. des Gestells (27) kann dabei sowohl vordrehende als auch rückdrehende Relativverstellungen je nach Berdarf insbesondere in Bezug auf den Einlaß-öffnet-Zeitpunkt in Zusammenhang mit dem Einlaß-Schließt-Zeitpunkt realisieren.

Claims

Patentansprüche:
1. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brenn¬ kraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Last¬ steuerung von Ottomotoren über die Einlaßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylinder, bestehend aus zwei gegensinnig drehenden Nockenwellen (1, 2), welche über ein Übertragungsglied, insbesondere einen Schwinghebel (3) auf das oder die in Schließrichtung federbelasteten Ventile (4) wirken, wobei eine Nockenwelle die Öffnetfunktion und die zweite Nockenwelle die Schließtfunktion bestimmt, so daß durch eine relative Verdrehung der beiden Nockenwellen gegeneinander der Hub und/oder die Öffnungsdauer des oder der Ventile in weiten Bereichen verändert werden kann, dadurch gekennzeichnet,
- daß die relative Verdrehung der beiden Nockenwellen gegen¬ einander mittels eines 4-rädrigen Koppelgetriebes (5) er¬ folgt,
- dessen Antriebsrad (6) mit der von der Kurbelwelle ange¬ triebenen ersten Nockenwelle und dessen Abtriebsrad (7) mit der über das Koppelgetriebe anzutreibenden und relativ zur ersten Nockenwelle zu verdrehenden zweiten Nockenwelle formschlüssig verbunden sind,
- mit einer ersten Koppel (10), die die Wellen des Antriebsrades (6) und des ersten Zwischenrades (8) ,
- einer zweiten Koppel (11), die die Wellen in den Drehachsen des ersten Zwischenrades (8) und des zweiten Zwischenrades (9) und
- einer dritten Koppel (12), die die Wellen des zweiten Zwischenrades (9) und des Abtriebsrades (7) derart mitein¬ ander verbinden, - daß durch eine an den Koppeln (10), (11) oder (12) angrei¬ fende, Verstellung um die gehäusefesten Drehachsen der Nockenwellen ein Abrollen der Zwischenräder (8, 9) auf den An- und Abtriebsrädern (6, 7) erfolgt.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die erste, nicht vom Koppelgetriebe (5) zu verdrehende Nocken¬ welle (1) der variablen Ventilsteuerungsvorrichtung über einen Zwischentrieb (35) von einer weiteren Welle (32) angetrieben wird, die ihrerseits direkt oder indirekt über geeignete Antriebsmittel von der Kurbelwelle (33) angetrieben wird.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die erste, nicht vom Koppelgetriebe (5) zu verdrehende Nocken¬ welle (1) der variablen Ventilsteuerungsvorrichtung über geeignete Antriebsmittel von der Kurbelwelle (33) direkt oder indirekt angetrieben wird und über einen Zwischentrieb (35) eine weitere Welle (32) antreibt.
4. Vorrichtung nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die erste, nicht vom Koppelgetriebe (5) zu verdrehende Nocken¬ welle (1) der variablen Ventilsteuerungsvorrichtung sowie eventuell weitere Wellen über ein gemeinsames Antriebsmittel, beispielsweise eine Kette oder einen Zahnriemen von der Kurbelwelle direkt oder indirekt angetrieben werden.
5. Vorrichtung zur variablen Steuerung der Ventile von Brenn¬ kraftmaschinen, insbesondere zur drosselfreien Last¬ steuerung von Ottomotoren über die Einlaßhubfunktionen eines oder mehrerer Einlaßventile pro Zylinder, bestehend aus zwei gegensinnig drehenden Nockenwellen (1, 2), welche über ein Übertragungsglied, insbesondere einen Schwinghebel (3) auf das oder die in Schließrichtung federbelasteten Ventile (4) wirken, wobei eine Nockenwelle die
Öffnetfunktion und die zweite Nockenwelle die Schließtfunktion bestimmt, so daß durch eine relative Verdrehung der beiden Nockenwellen gegeneinander der Hub und/oder die Öffnungsdauer des oder der Ventile in weiten Bereichen verändert werden kann, dadurch gekennzeichnet, daß eine relative Verdrehung einer der beiden Nockenwellen mittels eines 4-rädrigen Koppelgetriebes (5) erfolgt, dessen Antriebsrad (6) mit einer dritten, mit Nockenwel¬ lendrehzahl rotierenden und von der Kurbelwelle direkt oder indirekt angetriebenen Welle (32), beispielsweise der Auslaßnockenwelle, formschlüssig verbunden ist und dessen Abtriebsrad (7) mit der über das Koppelgetriebe anzutreibenden und zu verdrehenden Nockenwelle (2) form¬ schlüssig verbunden ist, mit einer ersten Koppel (10), die die Wellen des Antriebsrades (6) und des Zwischenrades (8) , einer zweiten Koppel (11), die die Wellen in der Drehachse des ersten Zwischenrades (8) und des zweiten Zwischenrades (9) und einer dritten Koppel (12), die die Wellen des zweiten Zwischenrades (9) und des Abtriebsrades (7) derart miteinander verbinden, daß durch eine an den Koppeln (10), (11) oder (12) angreifende, rotatorische Verstellung um die gehäusefesten Drehachsen der antreibenden und anzutreiben¬ den Wellen ein Abrollen der Zwischenräder (8, 9) auf den An- und Abtriebsrädern (6, 7) erfolgt.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, daß die mit dem Antriebsrad (6) des Koppelgetriebes (5) formschlüssig verbundene, dritte Welle (32) und die erste, nicht mit dem Koppelgetriebe verbundene Nockenwelle (1) der besagten variablen Ventilsteuerungsvorrichtung über ein geeignetes, gemeinsames Antriebsmittel von der Kurbelwelle (33) direkt oder indirekt angetrieben werden.
7. Vorrichtung nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, daß die mit dem Antriebsrad (6) des Koppelgetriebes (5) formschlüssig verbundene, dritte Welle (32) über ein geeignetes Antriebsmittel von der Kurbelwelle (33) direkt oder indirekt angetrieben wird und über einen Zwischentrieb die erste, nicht mit dem Koppelgetriebe (5) verbundene Nockenwelle (1) der Ventilsteuerungsvorrichtung antreibt.
8. Vorrichtung nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, daß die erste, nicht mit dem Koppelgetriebe (5) verbundene Nocken¬ welle (1) der variablen Ventilsteuerungsvorrichtung über ein geeignetes Antriebsmittel von der Kurbelwelle (33) direkt oder indirekt angetrieben wird und über einen Zwischentrieb die mit dem Antriebsrad (6) des Koppelgetriebes (5) formschlüssig verbundene, dritte Welle (32) antreibt.
9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die mittels des Koppelgetriebes zu verdrehende zweite Nockenwelle (2) die Schließfunktion des oder der Ventile bestimmt, sodaß durch die relative Verdrehung dieser Nockenwelle der Ventilhub und/oder der Schließtzeitunkt verändert werden.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die mittels des Koppelgetriebes zu verdrehende Nockenwelle (2) die Öffnetfunktion des oder der Ventile bestimmt, sodaß durch die relative Verdrehung dieser Nockenwelle der Ventilhub und/oder der Öff¬ nungszeitpunkt verändert werden.
11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß der relative Verdrehwinkel der durch das Koppelgetriebe (5) zu verdrehenden Nockenwelle (2) vom Ver¬ stellweg des Koppelgetriebes, der in der Projektionsebene der Achsrichtung betrachteten Winkellage der Koppeln (10), (11) und (12) zueinander und dem Übersetzungsverhältnis zwischen An- bzw. Abtriebsrädern (6, 7) und den Zwischenrädern (8, 9) bestimmt wird.
12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Koppeln (10), (11) und (12) und die Verbindungslinie der gehäusefesten Drehachsen von An- (6) und Abtriebsrad (7) bei jeder Stellung des Koppelgetriebes die Form eines Parallelogramms aufweisen.
13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß insbesondere die Koppeln (10) und (12) nicht parallel zueinander angeordnet sind.
14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die An- und Abtriebsräder des Koppel¬ getriebes in Achsrichtung versetzt zueinander und in Projektion der Achsrrichtung überschneidend angeordnet sind und der Versatz durch entsprechende Breite mindestens eines Zwischenrades (15), (16) ausgeglichen wird.
15. Vorrichtung nach Anspruch 14 dadurch gekennzeichnet, daß entweder das An- oder das Abtriebsrad (13) oder (14) des Koppelgetriebes zweiteilig ausgeführt ist und vorzugsweise symmetrisch zum anderen Rad angeordnet ist.
16. Vorrichtung nach Anspruch 15 dadurch gekennzeichnet, daß das nicht mit dem zweiteilig ausgeführten An- oder Abtriebsrad kämmende Zwischenrad und das andere fest mit einer der Nockenwellen verbundene einteilige An- oder Ab¬ triebsrad beim Verstellvorgang in das zweiteilig aus¬ geführte An- oder Abtriebsrad eintauchen.
17. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 16 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die als Zahnräder ausgeführten Getrieberäder des Koppelgetriebes schrägverzahnt und zur Vermeidung von Anlagewechseln axial geteilt und gegenüber den Zahnflanken des mit ihm kämmenden Zahnrades verspannt sind.
18. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 16 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß antreibende und angetriebene Nockenwelle (17, 18) des Koppelgetriebes über eine zusätzliche Reibpaarung miteinander in Eingriff stehen, so daß aufgrund einer geringfügigen wirksamen Durchmesserdifferenz zwischen Reibrad (19) der einen Nockenwelle (17) und Reibrad (20) der zweiten Nockenwelle (18) ein überlagerndes, gerichtetes Moment erzeugt wird, welches insbesondere zur Vermeidung von Anlagewechseln im Koppelgetriebe genutzt wird.
19. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 16 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß antreibende und angetriebene Nockenwelle des Koppelgetriebes über eine zusätzliche Zahnradpaarung (37) und (38) miteinander derart in Eingriff stehen, daß aufgrund einer geringfügig unterschiedlichen Zähnezahl zwischen dem Zahnrad der ersten Nockenwelle und dem Zahnrad der zweiten Nockenwelle eine Drehzahldifferenz zwischen antreibendem (37) und angetriebenem Zahnrad (38) entsteht, die mittels eines definierten Reibschlusses (40) zwischen einem der Zahnräder und der zugeordneten Nockenwelle ausgeglichen wird, sodaß ein überlagerndes, gerichtetes Moment erzeugt wird, welches insbesondere zur Vermeidung von Anlagewechseln im Koppelgetriebe genutzt wird.
20. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19 dadurch ge¬ kennzeichnet, daß zumindest eine der Koppeln (10) oder (12) eine Axialnockenscheibe (21) rotatorisch betätigt, wodurch eine axiale Verstellung einer innen und außen gegensinnig verzahnten Mitnehmerhülse (22) stattfindet, so daß eine Relativverdrehung der Nockenwelle (23) gegenüber dem Antriebselement (24), bestehend aus dem die zweite Nockenwelle über das Zwischengetriebe antreibenden Antriebsrad (25) und einem von der Kurbelwelle oder über eine Zwischenwelle angetriebenen Antriebsrad (26), insbesondere ein Ketten-, Zahn- oder Zahnriemenrad erfolgt.
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