EP1002945B1 - Stirnrad-Nockenwellenantrieb für eine Brennkraftmaschine - Google Patents

Stirnrad-Nockenwellenantrieb für eine Brennkraftmaschine Download PDF

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EP1002945B1
EP1002945B1 EP99120961A EP99120961A EP1002945B1 EP 1002945 B1 EP1002945 B1 EP 1002945B1 EP 99120961 A EP99120961 A EP 99120961A EP 99120961 A EP99120961 A EP 99120961A EP 1002945 B1 EP1002945 B1 EP 1002945B1
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wheel
gear
rotation
crankshaft
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Jürgen Endeward
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    • 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
    • F01L1/02—Valve drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/026—Gear drive

Definitions

  • the invention relates to a spur gear camshaft drive for an internal combustion engine with a crankcase, a crankshaft wheel and a camshaft gear according to Preamble of claim 1.
  • crankshaft gear meshing gear of the camshaft drive results with increasing number of gears between crankshaft and camshaft, as is Add tolerances and center distance inaccuracies accordingly.
  • a camshaft drive by spur gears comes, for example, only at a small distance between the crankshaft and Camshaft, ie at the bottom of the camshaft, for use. It is to Reducing the game already provided to provide helical gears, so that the quietest possible run is achieved. Nevertheless achieve such spur or.
  • the present invention is based on the object, an improved spur gear camshaft drive of the abovementioned type, the above-mentioned disadvantages are overcome and its uses without unwanted side effects in various motor vehicles, especially in Passenger cars to be extended.
  • crankshaft and Camshaft gear at least one compensating intermediate is arranged, whose axis of rotation is freely movable with respect to the crankcase.
  • the axis of rotation of the compensating intermediate wheel of at least two brackets are pivotally supported, which is located on the axis of rotation of the compensating intermediate wheel opposite ends respectively at fixed axes of rotation of the Balancing intermediate wheel adjacent wheels pivotally supported.
  • a clearance compensation directly on the camshaft is achieved in that the Balancing intermediate between the camshaft and a last intermediate the Spur gear camshaft drive is arranged. Since at this point the entire game of the Cumulated spur camshaft drive, thus resulting in a maximum clearance compensation.
  • crankshaft to Camshaft of 2: 1 in that a ratio of the number of teeth between the balance idler and an adjacent idler is selected accordingly.
  • adjacent idler for example, a crankshaft side idler.
  • FIG. 1 to 4 preferred embodiment of an inventive Spur gear camshaft drive to a crankcase 10 of an otherwise not closer illustrated internal combustion engine comprises a crankshaft 12, a first intermediate 14, a second idler 16, a balance idler 18, and a camshaft sprocket 20.
  • the second intermediate gear 16 meshes with a drive gear 22 for a not shown Water pump.
  • the crankshaft gear 12 further meshes with a drive gear 24 for a not shown oil pump and a third intermediate 26.
  • the third intermediate 26 meshes again with a fourth intermediate 28, which in turn a Drive gear 30 of a generator, not shown, and a drive gear 32 a not shown hydropump drives combing.
  • the second intermediate 16 is with a further sprocket 34 rotatably connected, wherein the second intermediate gear 16 itself with the first idler 14 and the other sprocket 34 with the balance idler 18th combs.
  • a number of teeth of the other sprocket 34 and a number of teeth of the intermediate balance gear 18 is chosen such that the crankshaft 12 for Camshaft 20 gives a translation of 2: 1.
  • An axis of rotation 36 of the compensating intermediate wheel 18 is relative to the crankcase 10 and a cylinder head freely movable and is only with respect to the axes of rotation 42, 44th from second idler gear 16 and camshaft gear 20 through two pair of brackets 38 and 40 predetermined.
  • the bracket 38 hold with one side of the axis of rotation 36 of the intermediate balance gear 18 rotatable while an opposite side of the bracket 38 at the Rotary axis 42 of the second intermediate gear 16 is supported.
  • the bracket 40 also hold with a Side the axis of rotation 36 of the balance intermediate wheel 18 rotatable while a opposite side of the bracket 38 in the cylinder head housing via the axis of rotation 44 of the Camshaft wheel 20 is supported.
  • the bracket 38 and 40 in changing Distance between the axes of rotation 42 and 44 at a varying angle to each other include so that the balance idler 18 always tight and substantially free of play meshes with both the ring gear 34 and the camshaft wheel 20.
  • the bracket 38 and 40 thus form a hinge with the hinge axis on the axis of rotation 36 of the intermediate balance gear 18, which correspondingly changing distances between the Rotary axes 42 and 44 spreads more or less widely due to thermal expansion.
  • Fig. 4 shows a hidden in Fig. 1 region of the spur gear camshaft drive in the area
  • the cam pair 40 is supported in the cylinder head housing over the Rotary axis 44 of the camshaft wheel 20 from, whereas respective the camshaft 20th opposite ends 49 of the bracket 40, the rotation axis 36 of the not shown in Fig. 4 Keep balancing idler 18.
  • a screw 48 and a sleeve 50 is the Camshaft assembly bolted, which further u.a. a donor wheel 52 and a hub 54 includes.

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Description

Die Erfindung betrifft einen Stirnrad-Nockenwellenantrieb für eine Brennkraftmaschine mit einem Kurbelgehäuse, einem Kurbelwellenrad und einem Nockenwellenrad, gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
In Brennkraftmaschinen mit einem Nockenwellenantrieb, welcher durch mehrere Zahnräder zwischen einer Kurbelwelle und einer Nockenwelle realisiert ist, ergeben sich durch mehrere Einflüsse Schwingungsbelastungen des Nockenwellenantriebs. So erfolgt insbesondere bei einer Diesel-Brennkraftmaschine bei einem Arbeitstakt in einem Zylinder eine relativ kräftige, jedoch kurzzeitige Anregung der Kurbelwelle, während in Zeiten zwischen jeweiligen Arbeitstakten nahezu kein Drehmoment auf die Kurbelwelle wirkt. Dies ergibt eine relativ ungleichmäßige, ungleichförmige Bewegung der Kurbelwelle mit mehr oder weniger ruckartig schwingenden Bewegung. Toleranzen bei Bauteilen des Nockenwellenantriebs führen zu entsprechendem Spiel zwischen miteinander kämmenden Zahnflanken der Zahnräder, wodurch sich Schwingungen im Nockenwellenantrieb entsprechend fortsetzten können. Ein derartiges Spiel wird zusätzlich noch dadurch verstärkt, daß häufig Stahlzahnräder bzw. für den Nockenwellenantrieb Bauteile aus Stahl Verwendung finden, wogegen das Kurbelgehäuse aus Aluminium gefertigt ist. Durch entsprechend unterschiedliche Temperaturausdehnungskoeffizienten ist somit ein Achsabstand zwischen jeweiligen Zahnrädern des Nockenwellenantriebs während des Betriebes der Brennkraftmaschine nicht mehr konstant, was zu zusätzlichem Spiel führt.
Dieses erhöhte Spiel im Nockenwellenantrieb hat dreierlei unerwünschte Nebeneffekte. Erstens ist eine Synchronisation zwischen Kurbelwelle und Nockenwelle sozusagen verwischt, da Relativbewegungen zwischen Nockenwelle und Kurbelwelle möglich sind. Insbesondere bei Brennkraftmaschinen mit einem integrierten Pumpe-Düse-System, bei dem die Nockenwelle auch die Einspritzzeiten unmittelbar bestimmt, kommt es zu Verschiebungen der Einspritzzeiten und somit zu einem nicht optimalen Betrieb der Brennkraftmaschine. Zweitens pflanzt sich die ungleichförmige Bewegung der Kurbelwelle als Schwingung durch den Nockenwellenantrieb bis in die Nockenwelle fort und führt dort zusätzlich zu nicht genau vorbestimmten Einspritz- und Ventilbetätigungszeiten. Drittens kommt es durch das Spiel zu erhöhter Geräuschentwicklung, was in Personenkraftwagen von den Insassen als störend empfunden werden kann.
Ein besonders großes Spiel zwischen einem Nockenwellenzahnrad und einem letzten, mit dem Kurbelwellenzahnrad kämmenden Zahnrad des Nockenwellenantriebs ergibt sich ferner mit zunehmender Zahl der Zahnräder zwischen Kurbelwelle und Nockenwelle, da sich Toleranzen und Achsabstandsungenauigkeiten entsprechend aufsummieren.
Weiter verstärkt werden oben erwähnte Schwingungen durch gegen eine Drehrichtung der Nockenwelle auf diese wirkende Kräfte, beispielsweise bei der Betätigung einer Kraftstoffpumpe eines Pumpe-Düse-Elementes, wobei ein Nocken der Nockenwelle einen großen Widerstand zu überwinden hat. Dies führt bei entsprechendem Spiel im Nockenwellenantrieb zu einer Rückwirkung auf diesen und entsprechenden Relativbewegungen zwischen Nockenwelle und Kurbelwelle mit entsprechend verschobenen Steuerzeiten für die Pumpe-Düse-Elemente und Ventile.
Aufgrund aller o.g. Nachteile kommt ein Nockenwellenantrieb mittels Zahnrädern bzw. Stirnrädern in Personenkraftwagen praktisch nicht zum Einsatz. Ein Nockenwellenantrieb durch Stirnräder kommt beispielsweise nur bei kleinem Abstand zwischen Kurbelwelle und Nockenwelle, also bei untenliegender Nockenwelle, zur Anwendung. Dabei ist es zur Verringerung des Spieles bereits vorgesehen, schrägverzahnte Zahnräder vorzusehen, damit ein möglichst geräuscharmer Lauf erzielt wird. Trotzdem erzielen derartige Stirnrad-bzw. Zahnrad-Nockenwellenantriebe bisher nicht den Komfort, die Laufruhe und Genauigkeit eines Nockenwellenantriebs mit Zahnriemenrädern oder Kettenrädern mit Rollenkette.
Aus dem Selbststudienprogramm Nr. 197 "Der 2,8 l Dieselmotor im LT '97", herausgegeben von der Volkswagen AG, Wolfsburg, Stand 08/97 ist ein gattungsgemäßer Stirnrad-Nockenwellenantrieb bekannt, wobei zwischen einem Zwischenzahnrad der Nockenwelle und einem Zwischenrad des Antriebs für die Nockenwelle eine Abstandsgabel derart vorgesehen ist, daß ein vorgeschriebenes Zahnflankenspiel erreicht wird. Das Zwischenzahnrad der Nockenwelle ist dabei auf einem Einstellager-Hebel angeordnet, welcher zur Montage um eine Drehachse des Nockenwellenrades schwenkbar ist. An dem anderen Zwischenrad ist die Abstandsgabel zur Montage schwenkbar angelenkt. Nach der Montage wird die Abstandsgabel festgezogen, so daß die Drehachse des Zwischenzahnrades der Nockenwelle festgelegt ist.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen verbesserten Stirnrad-Nockenwellenantrieb der obengenannten Art zur Verfügung zu stellen, wobei die obengenannten Nachteile überwunden werden und dessen Einsatzmöglichkeiten ohne unerwünschte Nebeneffekte in unterschiedlichsten Kraftfahrzeugen, insbesondere in Personenkraftwagen, erweitert werden.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch einen Zahnrad-Nockenwellenantrieb der o.g. Art mit den in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Dazu ist es erfindungsgemäß vorgesehen, daß zwischen Kurbelwellenrad und Nockenwellenrad wenigstens ein Ausgleich-Zwischenrad angeordnet ist, dessen Drehachse bezüglich des Kurbelgehäuses frei beweglich ist.
Dies hat den Vorteil, daß das bewegliche Ausgleich-Zwischenrad einen sich ändernden Abstand von Drehachsen zwischen zwei benachbarten Zahnrädern durch eine entsprechende Relativbewegung der Drehachse des Ausgleich-Zwischenrades kompensiert, so daß auch bei sich änderndem Abstand der Drehachsen der benachbarten Zahnräder kein Spiel auftritt. Hierdurch werden Steuerzeiten durch die Nockenwelle genauer eingehalten und es ergibt sich ein geräuscharmer Lauf des Stirnrad-Nockenwellenantriebs.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist die Drehachse des Ausgleich-Zwischenrades von wenigstens zwei Bügeln schwenkbar gehaltert, welche sich an der Drehachse des Ausgleich-Zwischenrades gegenüberliegenden Enden jeweils an festen Drehachsen von zum Ausgleich-Zwischenrad benachbarten Zahnrädern schwenkbar abstützten.
Einen Spielausgleich unmittelbar an der Nockenwelle erzielt man dadurch, daß das Ausgleich-Zwischenrad zwischen dem Nockenwellenrad und einem letzten Zwischenrad des Stirnrad-Nockenwellenantrieb angeordnet ist. Da sich an dieser Stelle das gesamte Spiel des Stirnrad-Nockenwellenantrieb aufsummiert, ergibt sich somit ein maximaler Spielausgleich.
Zweckmäßigerweise erzielt man ein Übersetzungsverhältnis von der Kurbelwelle zur Nockenwelle von 2:1 dadurch, daß ein Verhältnis der Zähnezahl zwischen dem Ausgleich-Zwischenrad und einem benachbarten Zwischenrad entsprechend gewählt ist. Hierbei ist das benachbarte Zwischenrad beispielsweise ein kurbelwellenseitiges Zwischenrad.
Weitere Merkmale, Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen, sowie aus der nachstehenden Beschreibung der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen. Diese zeigen in
Fig. 1
eine bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnrad-Nockenwellenantriebs in Aufsicht,
Fig. 2
eine Schnittansicht entlang Linie l-l von Fig. 1 und
Fig. 3 und 4
Explosionsdarstellungen.
Die in Fig. 1 bis 4 dargestellte bevorzugte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Stirnrad-Nockenwellenantriebs an einem Kurbelgehäuse 10 einer ansonsten nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine umfaßt ein Kurbelwellenrad 12, ein erstes Zwischenrad 14, ein zweites Zwischenrad 16, ein Ausgleich-Zwischenrad 18 und ein Nockenwellenrad 20.
Das zweite Zwischenrad 16 kämmt mit einem Antriebszahnrad 22 für eine nicht dargestellte Wasserpumpe. Das Kurbelwellenrad 12 kämmt ferner mit einem Antriebszahnrad 24 für eine nicht dargestellte Ölpumpe sowie mit einem dritten Zwischenrad 26. Das dritte Zwischenrad 26 kämmt wiederum mit einem vierten Zwischenrad 28, welches seinerseits ein Antriebszahnrad 30 eines nicht dargestellten Generators und ein Antriebszahnrad 32 einer nicht dargestellten Hydropumpe kämmend antreibt. Das zweite Zwischenrad 16 ist mit einem weiteren Zahnkranz 34 drehfest verbunden, wobei das zweite Zwischenrad 16 selbst mit dem ersten Zwischenrad 14 und der weitere Zahnkranz 34 mit dem Ausgleich-Zwischenrad 18 kämmt. Eine Zähnezahl des weiteren Zahnkranzes 34 und eine Zähnezahl des Ausgleich-Zwischenrades 18 ist dabei derart gewählt, daß sich vom Kurbelwellenrad 12 zum Nockenwellenrad 20 eine Übersetzung von 2:1 ergibt.
Eine Drehachse 36 des Ausgleich-Zwischenrades 18 ist bezüglich des Kurbelgehäuses 10 und eines Zylinderkopfes frei beweglich und wird lediglich bezüglich der Drehachsen 42, 44 von zweitem Zwischenrad 16 und Nockenwellenrad 20 durch zwei paar Bügel 38 und 40 vorbestimmt. Die Bügel 38 halten mit einer Seite die Drehachse 36 des Ausgleich-Zwischenrades 18 drehbar, während sich eine gegenüberliegende Seite der Bügel 38 an der Drehachse 42 des zweiten Zwischenrads 16 abstützt. Die Bügel 40 halten ebenfalls mit einer Seite die Drehachse 36 des Ausgleich-Zwischenrades 18 drehbar, während sich eine gegenüberliegende Seite der Bügel 38 im Zylinderkopfgehäuse über die Drehachse 44 des Nockenwellenrades 20 abstützt.
Auf dieses Weise ist einerseits ein jeweiliger Abstand der Drehachse 36 zu den Drehachsen 42 und 44 festgelegt. Andererseits können die Bügel 38 und 40 bei sich veränderndem Abstand zwischen den Drehachsen 42 und 44 einen variierenden Winkel zueinander einschließen, so daß das Ausgleich-Zwischenrad 18 immer eng und im wesentlichen spielfrei sowohl mit dem Zahnkranz 34 als auch mit dem Nockenwellenrad 20 kämmt. Die Bügel 38 und 40 bilden somit ein Gelenk mit der Gelenkachse auf der Drehachse 36 des Ausgleich-Zwischenrades 18, welches sich entsprechend ändernden Abständen zwischen den Drehachsen 42 und 44 aufgrund von Wärmeausdehnung mehr oder weniger weit spreizt. Mittels Tellerfedern 46 wird dabei ein Taumeln des Ausgleich-Zwischenrades 18 verhindert.
Fig. 4 zeigt einen in Fig. 1 verdeckten Bereich des Stirnrad-Nockenwellenantriebs im Bereich des Nockenwellenrades 20. Das Bügelpaar 40 stützt sich im Zylinderkopfgehäuse über die Drehachse 44 des Nockenwellenrades 20 ab, wogegen jeweilige dem Nockenwellenrad 20 gegenüberliegende Enden 49 der Bügel 40 die Drehachse 36 des in Fig. 4 nicht dargestellten Ausgleich-Zwischenrades 18 halten. Mittels einer Schraube 48 und einer Hülse 50 wird die Nockenwellenanordnung verschraubt, welche ferner u.a. ein Geberrad 52 und eine Nabe 54 umfaßt.

Claims (4)

  1. Stirnrad-Nockenwellenantrieb für eine Brennkraftmaschine mit einem Kurbelgehäuse (10), einem Kurbelwellenrad (12) und einem Nockenwellenrad (20),
    dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Kurbelwellenrad (10) und Nockenwellenrad (20) wenigstens ein Ausgleich-Zwischenrad (18) angeordnet ist, dessen Drehachse (36) bezüglich des Kurbelgehäuses (10) frei beweglich ist.
  2. Stirnrad-Nockenwellenantrieb nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, daß die Drehachse (36) des Ausgleich-Zwischenrades (18) von wenigstens zwei Bügeln (38,40) schwenkbar gehaltert ist, welche sich an der Drehachse (36) des Ausgleich-Zwischenrades (18) gegenüberliegenden Enden jeweils an festen Drehachsen (42,44) von zum Ausgleich-Zwischenrad (18) benachbarten Zahnrädern (20,34) schwenkbar abstützen.
  3. Stirnrad-Nockenwellenantrieb nach Anspruch 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgleich-Zwischenrad (18) zwischen dem Nockenwellenrad (20) und einem letzten Zwischenrad (16) des Stirnrad-Nockenwellenantriebes angeordnet ist.
  4. Stirnrad-Nockenwellenantrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet, daß ein Verhältnis der Zähnezahl zwischen dem Ausgleich-Zwischenrad (18) und einem benachbarten Zwischenrad (34) derart gewählt ist, daß sich ein Übersetzungsverhältnis von Kurbelwelle zu Nockenwelle von 2:1 ergibt.
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