EP1776513A1 - Elektromotorischer nockenwellenversteller - Google Patents

Elektromotorischer nockenwellenversteller

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Publication number
EP1776513A1
EP1776513A1 EP05760597A EP05760597A EP1776513A1 EP 1776513 A1 EP1776513 A1 EP 1776513A1 EP 05760597 A EP05760597 A EP 05760597A EP 05760597 A EP05760597 A EP 05760597A EP 1776513 A1 EP1776513 A1 EP 1776513A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
camshaft
camshaft adjuster
adjusting
adjuster according
Prior art date
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Granted
Application number
EP05760597A
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English (en)
French (fr)
Other versions
EP1776513B1 (de
Inventor
Jens Schäfer
Mike Kohrs
Jonathan Heywood
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler KG
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Publication date
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Publication of EP1776513A1 publication Critical patent/EP1776513A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1776513B1 publication Critical patent/EP1776513B1/de
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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
    • 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
    • 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
    • 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
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B22—CASTING; POWDER METALLURGY
    • B22F—WORKING METALLIC POWDER; MANUFACTURE OF ARTICLES FROM METALLIC POWDER; MAKING METALLIC POWDER; APPARATUS OR DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR METALLIC POWDER
    • B22F2998/00—Supplementary information concerning processes or compositions relating to powder metallurgy
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/21—Elements
    • Y10T74/2101—Cams
    • Y10T74/2102—Adjustable

Definitions

  • the invention relates to an electromotive camshaft adjuster for adjusting the rotational angle of the camshaft of an internal combustion engine with respect to its crankshaft, in particular according to the preamble of the independent patent claim 1.
  • Electromotive camshaft adjusters are characterized by fast and exact camshaft adjustment over the entire operating range of the internal combustion engine. This also applies to the cold start and the restart after stalling the internal combustion engine.
  • Electric camshaft adjusters consist of an adjusting mechanism which is rotationally fixedly connected to the camshaft and an electromotive adjusting drive fastened to the internal combustion engine, the motor shaft of which engages the adjusting shaft of the adjusting mechanism revolving with camshaft rotational speed.
  • adjustment mechanism the following three-shaft transmissions are usually used:
  • This type of gearbox is very functional and smooth running, but causes a considerable expense due to the large number of components.
  • This cycloidal transmission is characterized by small space and great radio tion security, but requires a high construction cost.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a three-shaft transmission for an electric motor driven camshaft adjuster, which requires a relatively low production cost.
  • the swash plate and the single inner eccentric gear offer 29ie ⁇ dene opportunities to reduce the manufacturing cost. Both types of gears can be manufactured largely without cutting.
  • the swash plate mechanism also offers the possibility of a simple backlash compensation, while the single inner eccentric gear has many ways to reduce the number of components.
  • brushless Gleichstrom ⁇ motors in particular those with rare earth magnets and bipolar Be ⁇ are provided as electrical adjusting motors. Due to the lacking commutator, these motors are characterized by simple construction, high acceleration and virtually wear-free operation.
  • the first and second bevel gear as well as the wobble plate of the swashplate gear toothed on both sides are outstandingly suitable for powder metallurgical production.
  • the strength and hardness of these components can be increased after sintering, for example, by means of gear rolling or hot or high-pressure pressing without impairing the accuracy of the parts.
  • the abovementioned components can also be produced by tumbling or axial rolling from a steel blank.
  • An important feature for the quality of an adjusting gear is the correct Ver ⁇ rotational play of the toothed pairs. Due to the dynamic camshaft torque, an excessive backlash during operation can lead to torsional vibrations between the two bevel gears. This can cause noise or control problems. If the game is too small, the adjusting mechanism jams or has too poor an efficiency. However, backlash can not be avoided.
  • the height of the backlash is influenced by the Vernierungs ⁇ quality of the swash plate and bevel gears and by the shape tolerances of the gear pairs, which determine the axial distance and
  • the teeth between the sprocket drive and the camshaft output and / or the adjustment can be biased by springs to prevent a game-related noise.
  • the difficulty of this method lies in maintaining optimum preload, which combines low gear noise with high transmission efficiency.
  • An inner eccentric gear which is designed as a single inner eccentric gear, offers cost advantages in that it has only one inner eccentric for a first and a second spur gear, which are both connected to one another in a rotationally fixed manner and roll on a first and a second ring gear.
  • the first end and ring gear are exclusively of the reduction at the phase senver ein and the second front and ring gear also or even exclusively as a coupling toothing for passing the drive and Verstellleis ⁇ direction to the camshaft.
  • the second spur gear performs the same eccentric movement as the first, since both are rotatably connected to each other. If the second hollow / spur gear pair has the same number of teeth difference as the first, it serves only as a toothed coupling, which does not contribute to the overall ratio of the variable transmission. However, it is also possible to distribute the total ratio to both gear pairs, which results in greater freedom in selecting gears.
  • the single inner eccentric and the two spur gears and possibly the drive wheel are stored ⁇ lzge ⁇
  • the latter preferably has a four-point bearing.
  • Wälz ⁇ come ball, roller or needle roller bearings in question.
  • a four-point bearing is particularly suitable for absorbing tilting moments, as they can occur in An ⁇ drive wheel. If the bearing friction plays a minor role compared to construction costs and structural space, all rolling bearings can be replaced by plain bearings with an appropriately dimensioned drive of the adjusting shaft.
  • the hollow and spur gears are designed as internally or externally toothed toothed rings, which are separated from the inner or outer profiled tubes in the required length become.
  • the profiled tubes may be drawn or extruded or sintered.
  • Another way to reduce costs is to reshape the hollow and spur gears of tooth profiled bands to toothed rings, which are closed by welding or clipping and then recalibrated.
  • Manufacturing costs can also be reduced by the fact that the first spur gear is widened by the width of the second spur gear and meshes with both equally toothed ring gears.
  • a backlash compensation takes place in the single inner eccentric gear in the two front / Hohlradcruen separately, the backlash compensation in the first end / ring pair by selecting a matching eccentric and the second end / Hohlradcru by a corresponding profilverschobenes second end / ring gear or by an additional , compensating eccentric, which is adjustable independently of the first eccentric and secured against rotation on the adjusting shaft.
  • a particularly cost-effective form of backlash compensation is that this is done by slightly conical, axially to just before line contact pushed into each other front and ring gears, un ⁇ ter preferential utilization of their production-related conicity.
  • an inlet operation of the adjusting is provided with a mounted on the teeth, relatively soft and gleitfähi ⁇ gene wear layer, for example made of copper or plastic, until reaching a predetermined backlash under Preload enters.
  • the tooth noise can also be reduced by obliquely toothed front and ring gears.
  • a production-favorable embodiment of the invention is that the recount ⁇ te ring gear with the output flange and optionally with the intermediate piece integrally formed and by, for example, wobble or axial presses, sintering or deep drawing can be produced. In this way, the number of components can be significantly reduced.
  • the eccentric and the adjusting shaft with the gear coupling one or two parts executable.
  • the one-piece version offers the advantage of a low number of components. It can be achieved by sintering, tumbling and deep-drawing.
  • the two-part design offers the advantage that the eccentric can be inexpensively manufactured from an eccentric tube into which a toothed coupling disc can be pressed.
  • the single inner eccentric gear has a so-called Kugelor ⁇ bitalkupplung in place of a Nockenwel ⁇ lennavmoment transmitting hollow / Stimradcoveres, in the balls each semi-side in circulation paths of two equal, under axial Preload standing steel discs are guided and compensate for the eccentric movement.
  • One steel disc is rotationally connected to a spur gear and the other steel disc to a camshaft-fixed part.
  • a single internal eccentric gear with a small axial length is achieved in that a drive wheel and an output part, a first and a second ring gear and a first and a second spur gear are arranged coaxially, where the drive wheel with the first ring gear, the first spur gear through one Flange with the second ring gear and the second spur gear with the Ab ⁇ drive part are rotationally connected and the first ring gear with the first spur gear and the second ring gear mesh with the second spur gear.
  • the second ring gear is designed as a second spur gear and the second spur gear as a second ring gear, with the second ring gear and the second spur gear mutually engaging one another.
  • Figure 1 shows a longitudinal section through a swash plate mechanism
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through a single inner eccentric gear
  • FIG. 3 is a view of the single inner eccentric gear of FIG.
  • FIGS. 4 to 7 show a longitudinal section through structural variants of the single inner eccentric gear of FIG. 2; 8 shows a cross section through the single inner eccentric gear of Figure 4, but with a one-piece design of the second ring gear, the drive flange and the Zwi ⁇ rule piece.
  • Figure 9 is a side view of a ball orbital coupling
  • FIG. 10 shows a perspective view of a disk of the ball orbital coupling of FIG. 9;
  • Figure 11 shows a cross section through a single inner eccentric gear with coaxial arrangement of the gears
  • Figure 12 shows a cross section through a single inner eccentric gear according to Figure 11, but with reversed second hollow and
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a swashplate screen 1.
  • This has a chain sprocket designed as a drive wheel 2, which is non-rotatably connected via a chain, not shown, with such a crankshaft of a Verbren ⁇ combustion engine and formed integrally with a rotationally symmetrical gear housing 3.
  • the gear housing 3 has at its free end an outer flange 4 with threaded holes 5, to which a first bevel gear 6 is flanged by means of screws 7.
  • an inner flange 8 is provided which serves for the radial and axial mounting or positional fixation of the transmission housing 3 and of the drive wheel 2.
  • the radial bearing of the same takes place on a shoulder 9 of a second bevel gear 10, while its axial positional fixation is effected by a shoulder 11 of the same in connection with a thrust washer 12 which is pressed and / or welded to the drive wheel 2.
  • the second bevel gear 10 is rotationally connected by a central clamping screw 13 with a camshaft 14.
  • a hollow flange 15 at the free end of the camshaft 14 serves for the axial and radial positional fixing of the second wedge wheel 10 and the thrust washer 12.
  • the inclination of the swash plate 16 is selected so that the toothing of each side thereof is in constant engagement with one of the two bevel gears 6, 10.
  • the swash plate 16 is supported by two deep groove ball bearings 17 formed as a fixed bearing on an adjusting shaft 18, which in turn is mounted with two needle bearings 19 designed as movable bearings on a cylindrical part 20 of the second bevel gear 10.
  • the adjusting shaft 18 is rotationally connected to a non-illustrated rotor of a brushless, reversible DC motor.
  • the two bevel gears 6, 10 and the swash plate 16 are produced by powder metallurgy. Their teeth are aftertreated to increase the strength with constant part accuracy by, for example, Vernierungsnachicalzen or hot or high-pressure presses.
  • the swash plate mechanism 1 is via oil lines 21, the emanating from a No ⁇ ckenwellenlager 22 and lead to an annular space 23 and further by not shown, radial bore to the bearings 19 and 17 and to the Ver ⁇ toothings.
  • a corresponding design of the first bevel gear 6 ensures a sufficient oil level in the swash plate gear 1 sure.
  • the backlash can be made ein ⁇ simple in the swash plate mechanism 1. Through a suitable washer 24 between the Au zinc oxide 4 of the gear housing 3 and the first bevel gear 6 is inserted, the backlash is set to zero. By replacing this washer with a reinforced by the backlash, this is set.
  • the swash plate transmission 1 works in the following way:
  • the Taumelschei ⁇ bengetriebe 1 including the rotor of the electric variable-displacement motor, not shown, as a whole with camshaft speed to. Only for early or late adjustment of the timing accelerates or decelerates the adjusting motor its rotor relative to the camshaft 14. As a result, the adjusting shaft 18 relative to the transmission housing 3 forward or backward, whereby the Tau ⁇ melemia 16 on the bevel gears 6, 10 accordingly The small number of teeth difference between the swash plate and the bevel gears with large reduction rolls and performs the phase adjustment.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through a single inner eccentric gear 25 and FIG. 3 shows a view of the output side thereof.
  • Figure 2 In the longitudinal section of Figure 2 is designed as a sprocket drive wheel 2a can be seen, which is rotationally connected to a first ring gear 26. This connection can be achieved by pressing, in particular after knurling on both sides and / or by laser welding.
  • the first ring gear 26 meshes with a first spur gear 27 which is rotationally connected to a second spur gear 28 by interference fit.
  • This is mounted on a single inner eccentric 30 via a first needle bearing 29, which is rotatably connected via a toothed coupling 31 in conjunction with a not shown rotor of an electric adjusting motor.
  • the inner eccentric 30 is mounted via a second needle bearing 32 on an intermediate piece 33, the non-rotatably by a central clamping screw, not shown, via a Abtriebs ⁇ flange 34 with the camshaft, also not shown. is tense.
  • the second spur gear 28 meshes with a second ring gear 35, on the circumference of the first ring gear 26 is slidably mounted with the drive wheel 2a.
  • the second ring gear 35 is rotationally connected to the camshaft-fixed output flange 34. Both are axially against a stop plate 36, which is rotationally connected to the first ring gear 26.
  • the output flange 34 has a lug 37 which can be pivoted between two lugs 39, 40 in a ring cutout 38 of the stop disk 36 bordering the adjustment range of the single inner eccentric gear 25.
  • the output flange 34 can be produced without cutting by sintering, tumbling or axial rolling. It can also be sintered together with the second ring gear 35.
  • a sheet metal lid 41 is provided, which is pressed into a recess 42 and which limits the axial movement of the two end wheels 27, 28 and an adjusting shaft 18 '.
  • the single internal eccentric gear 25 works as follows:
  • the single inner eccentric gear 25 and the rotor of the variable speed motor as a whole rotate at the camshaft speed.
  • the adjusting motor accelerates or decelerates the adjusting shaft 18 "with the inner eccentric 30.
  • the spur gears 27, 28 roll on the ring gears 26, 35 and cause the associated forehead due to the small number of teeth / Ring gears the Pha ⁇ senver too with large reduction.
  • FIG. 4 shows a single inner eccentric gear 25 'as a structural variant of the single inner eccentric gear 25 of FIG. 2.
  • a drive wheel 2 a 1 is formed integrally together with a first ring gear 26' and its toothing. sinters. If necessary, the toothing can be rolled in order to achieve increased tooth strength.
  • a second ring gear 35 ' is connected to an output flange 34' by a press fit and by welding. Both components can advantageously also be manufactured in one piece by sintering.
  • a first spur gear 27 ' is extended by the width of a second spur gear 28'.
  • the toothing of the ring gears 26 ', 35' despite different numbers of teeth thanks to profile displacement on the same inner diameter and so makes a combing with the first spur gear 27 'possible.
  • the first spur gear 27 ' can be produced by sintering but also by tumbling, cold pressing or extrusion.
  • the first spur gear 27 ' is mounted via a first needle bearing 29' on a single inner eccentric 30 'and this via a second needle bearing 32' on an intermediate piece 33 '.
  • This can be manufactured, inter alia, by sintering, flow molding or deep drawing. Its reduced outer and inner diameter compared to the intermediate piece 33 makes it necessary to rest the screw head of the central clamping screw on an end face 43 of the intermediate piece 33 '.
  • the sheet metal lid 41 ' also serves in this variant as an axial stop for the first spur gear 27' and the adjusting shaft 18 "and as a lubricating oil guide
  • a snap ring 44 serves as an axial stop of the second ring gear 35 'on the drive side.
  • the single inner eccentric gear 25 "illustrated in FIG. 5 differs from the single inner eccentric gear 25 or 25 'by the attachment of a stop disc 36' to the first ring gear 26". This takes place tangentially through in slots 45 of the same projecting pin 46 of the stop plate 36 ', while as axial securing a snap ring 44' is used.
  • a two-part single inner eccentric 30 " which can be cut off by a suitably shaped, extruded tube and which can be pressed and welded with a punched tooth coupling 31".
  • a sintered output flange 34 " a radially extending lubricating oil channel 47 is impressed, which supplies the needle bearings 32", 29 “and the toothings of the end and ring gears 27", 28 “, 26", 35 “with lubricating oil. , 28 "are one-piece and sintered, including their gears.
  • a single inner eccentric gear 25 "'of Figure 6 differs from the previous variants by the following features:
  • a one-piece drive wheel 2a "/ first ring gear 26 '" measurements is suitable as Taumelpressteil due to its Ab ⁇ ;
  • a deep-drawn thrust washer 36 is rotationally connected to the drive wheel 2a" by press fit and laser welding. It serves with its inner circumference as a plain bearing for the drive wheel 2a "and for the first Hohl ⁇ wheel 26 '” and also as an axial stop for a second ring gear 35' "and the driven flange connected to it 34 '".
  • the single inner eccentric gear 25 "" shown in FIG. 7 is characterized by a first end and ring gear 27 "", 26 “” with a rectangular cross section. These rings are particularly suitable for cutting to length of a corresponding internally or externally toothed tube. The same applies to the first spur gear 27 of FIG. 2 and the first spur gear 27 '"of FIG. 6.
  • Figure 9 shows a side view of a so-called Kugelorbitalkupplung 49, which, like a claw, segment or pin coupling, serves as a replacement for a ring / spur gear coupling to compensate for the eccentric movement.
  • the ball orbital coupling 49 has two steel discs 50, between which balls 51 are clamped under axial prestressing.
  • the balls 51 are half-side in circulation paths 52 of the steel discs 50 out (see also Figure 10), where they perform a circular motion, without requiring play.
  • One of the steel discs 50 is rotationally connected to one of the spur gears of the single-internal eccentric gear, the other with a camshaft-fixed part of the transmission.
  • FIG. 11 shows a single inner eccentric gear 25 '"", which is connected in a rotationally fixed manner to a camshaft, not shown, via an elastomer clutch 48.
  • a special characteristic of this transmission is the coaxial arrangement of a first and a second ring gear 26, 35 '''and a first and second spur gear 27, 28'. 'As a result, relatively little axial space is required 26 '''to a double deep groove ball bearing 53, which receives the tilting moment of the same and the load of a An ⁇ drive wheel 2a "", relatively low. This has a positive effect on the rolling behavior of the teeth because of the smaller radial displacements.
  • the second spur gear 28 '" is provided with a driven part 55 and an adjusting shaft 18 "" with a109 ⁇ inner eccentric 30 '"in one piece .
  • the single inner eccentric 30'" and the first spur gear 27 with the second ring gear 35 '"" are mounted on a second and third double deep groove ball bearings 56, 57.
  • FIG. 12 shows the cross section of a single inner eccentric gear 25, which differs from that of FIG. 11 by exchanging the second ring gear and the second second spur wheel there. These are formed as a new second ring gear 35 """and a new second spur gear 28""in FIG. 12, and mutually mesh with each other.
  • the function of the single inner eccentric gear 25 “" and 25 “” corresponds to the gear shown in FIGS.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen elektromotorischen Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle (14) eines Verbrennungsmotors gegenüber der Kurbelwelle desselben, mit einem Dreiwellengetriebe, das ein kurbelwellenfestes, als Ketten- oder Zahnriemenrad ausgebildetes Antriebsrad (2, 2a) und ein nockenwellenfestes Abtriebsteil sowie eine Verstellwelle (18, 18') aufweist, die mit dem Rotor eines elektrischen Verstellmotors drehfest verbunden und dessen Stator an dem Verbrennungsmotor befestigt ist. Ein verhältnismäßig niedriger Fertigungsaufwand für die Verstellgetriebe wird dadurch erreicht, dass das Dreiwellengetriebe vorzugsweise als Taumelscheiben- oder Einfach-Innenexzentergetriebe (1, 25) ausgebildet ist, deren Fertigungsaufwand durch weitgehend spanlose Fertigung und durch Verminderung der Bauteilezahl sowie durch kostengünstiges Einstellen bzw. Ausgleichen des Zahnspiels minimiert ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Elektromotorischer Nockenwellenversteller
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen elektromotorischen Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors gegenüber dessen Kurbelwelle, insbesondere nach dem Oberbegriff des unabhängigen Patentanspruchs 1.
Hintergrund der Erfindung
Elektromotorische Nockenwellenversteller zeichnen sich durch schnelle und exakte Nockenwellenverstellung im gesamten Betriebsbereich des Verbren¬ nungsmotors aus. Das gilt auch für den Kaltstart und den Wiederstart nach Abwürgen des Verbrennungsmotors.
Elektrische Nockenwellenversteller bestehen aus einem mit der Nockenwelle drehfest verbundenen Verstellmechanismus und einem am Verbrennungsmotor befestigten elektromotorischen Verstellantrieb, dessen Motorwelle an der Ver¬ stellwelle des mit Nockenwellendrehzahl umlaufenden Verstellmechanismus angreift. Als Verstellmechanismus werden zumeist folgende Dreiwellengetriebe verwen¬ det:
- Taumelscheibengetriebe.
Diese besitzen einen einfachen Aufbau. Ihre Herstellbarkeit in Großserie ist jedoch nicht geklärt. Außerdem sind sie toleranzenanfällig und die Herstellung der Verzahnungsteile ist mit hohen Kosten verbunden, da dieselben wegen hoher Beanspruchung und aus Genauigkeitsgründen spanend gefertigt werden müssen.
- Doppel-Innenexzentergetriebe.
Diese Getriebeart ist sehr funktionstüchtig und laufruhig, verursacht aber we- gen der Vielzahl der Bauteile einen erheblichen Kostenaufwand.
- Planeten- und Zykloidgetriebe (sogenannte Harmonic-Drive-Getriebe).
Letzteres ist in der DE 40 227 35 A1 beschrieben, bei der ein elektromotori- scher Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors gegenüber der Kurbelwelle desselben offenbart ist, mit einem Dreiwellengetriebe, das ein kurbelwellenfestes, als Ketten- oder Zahn¬ riemenrad ausgebildetes Antriebsrad und ein nockenwellenfestes Abtriebsteil sowie eine Verstellwelle aufweist, die mit dem Rotor eines elektrischen Ver- Stellmotors drehfest verbunden und dessen Stator an dem Verbrennungsmotor befestigt ist.
Dieses Zykloidgetriebe zeichnet sich durch geringen Bauraum und große Funk¬ tionssicherheit aus, erfordert aber einen hohen Bauaufwand. Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, ein Dreiwellengetriebe für einen elektromotorisch angetriebenen Nockenwellenversteller zu schaffen, das einen vergleichsweise niedrigen Fertigungsaufwand erfordert.
Zusammenfassung der Erfindung
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des unabhängigen Vorrichtungsanspruchs 1 gelöst.
Das Taumelscheiben- und das Einfach-Innenexzentergetriebe bieten verschie¬ dene Möglichkeiten zur Senkung des Fertigungsaufwands. Beide Getriebearten können weitgehend spanlos gefertigt werden. Das Taumelscheibengetriebe bietet zudem die Möglichkeit eines einfachen Zahnspielausgleichs, während das Einfach-Innenexzentergetriebe viele Möglichkeiten zur Verminderung der Bauteilzahl aufweist.
Von Vorteil ist, dass als elektrische Verstellmotoren bürstenlose Gleichstrom¬ motoren, insbesondere solche mit Seltenerdmagneten und mit bipolarer Be¬ triebsweise vorgesehen sind. Diese Motoren zeichnen sich aufgrund des feh¬ lenden Kommutators durch einfachen Aufbau, hohe Beschleunigung und prak¬ tisch verschleißfreien Betrieb aus.
Das erste und zweite Kegelrad sowie die beidseits verzahnte Taumelscheibe des Taumelscheibengetriebes eignen sich vorzüglich für eine pulvermetallurgi¬ sche Fertigung. Die Festigkeit und Härte dieser Bauteile kann nach dem Sin¬ tern zum Beispiel durch Verzahnungsnachwalzen oder Warm- bzw. Hoch- druckpressen gesteigert werden ohne die Teilegenauigkeit zu beeinträchtigen. Die oben angeführten Bauteile können auch durch Taumelpressen oder Axial¬ walzen aus einem Stahlrohling gefertigt werden. Ein wichtiges Merkmal für die Güte eines Verstellgetriebes ist das richtige Ver¬ drehspiel der Verzahnungspaare. Durch das dynamische Nockenwellendreh¬ moment kann ein zu großes Zahnspiel im Betrieb zu Drehschwingungen zwi- sehen den beiden Kegelrädern führen. Dadurch können Geräusche oder Rege¬ lungsprobleme entstehen. Bei zu kleinem Spiel klemmt das Verstellgetriebe bzw. hat einen zu schlechten Wirkungsgrad. Zahnspiel lässt sich jedoch nicht vermeiden. Die Höhe des Zahnspiels wird beeinflusst durch die Verzahnungs¬ qualität von Taumelscheibe und Kegelrädern sowie durch die Formtoleranzen der Zahnradpaare, die den Axialabstand und die Fluchtung bestimmen.
Eine Einschränkung der Formtoleranzen auf deren zulässigen Höchstwert durch hohe Fertigungsgenauigkeit zu erreichen gelingt nur bedingt. Aus diesem Grund ist es sinnvoll, das Zahnspiel einstellbar zu machen. Der Zahnspielaus- gleich sieht vor, dass sich beim Zusammentreffen der oberen Toleranzgrenzen der Formtoleranzen der Bauteile das minimale Verdrehspiel ergeben soll. Lie¬ gen die Maße der Bauteile an der unteren oder zwischen der unteren und obe¬ ren Toleranzgrenze, würde sich theoretisch eine Profilüberschneidung der Ver¬ zahnungen ergeben. Das Zahnspiel wird dann durch zwischen dem ersten Ke- gelrad und dem Gehäuse zugepaarte Beilagscheibe korrigiert.
Alternativ können die Verzahnungen zwischen dem Kettenradantrieb und dem Nockenwellenabtrieb und/oder dem Verstellantrieb durch Federn vorgespannt werden, um eine spielbedingte Geräuschbildung zu vermeiden. Die Schwierig- keit dieser Methode liegt im Einhalten einer optimalen Vorspannung, die gerin¬ ges Getriebegeräusch mit hohen Getriebewirkungsgrad kombiniert.
Kostenvorteile bietet ein Innenexzentergetriebe, das als Einfach-Innenexzen- tergetriebe ausgebildet ist, dadurch, dass es nur einen Innenexzenter für ein erstes und zweites Stirnrad aufweist, die beide verdrehfest miteinander verbun¬ den sind und sich auf einem ersten und zweiten Hohlrad abwälzen. Dabei die¬ nen das erste Stirn- und Hohlrad ausschließlich der Untersetzung bei der Pha- senverstellung und das zweite Stirn- und Hohlrad auch oder sogar ausschlie߬ lich als Kupplungsverzahnung zum Durchleiten der Antriebs- und Verstellleis¬ tung zur Nockenwelle.
Das zweite Stirnrad vollzieht dabei die gleiche exzentrische Bewegung wie das erste, da beide drehfest miteinander verbunden sind. Falls das zweite Hohl/Stirnradpaar die gleich Zähnezahldifferenz wie das erste aufweist, dient es nur als Zahnkupplung, die nicht zur Gesamtübersetzung des Verstellgetriebes beiträgt. Es ist aber auch möglich die Gesamtübersetzung auf beide Zahnrad- paare zu verteilen, wodurch sich größere Freiheiten bei der Verzahnungsaus¬ wahl ergeben.
Grundsätzlich ist es auch denkbar, daß wie bei Doppel-Innenexzentergetrieben anstelle der Zahnkupplung eine Klauen-, Segment- oder Stiftkupplung die Kupplungsfunktion übernimmt. Das Einfach-Innenexzentergetriebe gestaltet sich dann zwar einfacher, die Stifte bzw. Klauen müssen jedoch beim Ausgleich der Exzenterbewegung in ihrer Gegenfläche gleiten. Dadurch ist ein niedrigerer Wirkungsgrad als mit einer Zahnkupplung bedingt, bei der sich das zweite Stirnrad im zweiten Hohlrad reibungsarm abwälzt.
Zur weiteren Verminderung der Reibung trägt bei, dass der Einfach-Innenex- zenter und die beiden Stirnräder sowie gegebenenfalls das Antriebsrad wälzge¬ lagert sind, wobei letzteres vorzugsweise ein Vierpunktlager aufweist. Als Wälz¬ lager kommen Kugel-, Rollen- oder Nadellager in Frage. Ein Vierpunktlager eignet sich besonders zur Aufnahme von Kippmomenten, wie sie beim An¬ triebsrad auftreten können. Spielt die Lagerreibung gegenüber Baukosten und Bäuraum eine geringere Rolle, können bei entsprechend dimensioniertem An¬ trieb der Verstellwelle alle Wälzlager durch Gleitlager ersetzt werden.
Geringere Fertigungskosten sind auch dadurch zu erreichen, dass die Hohl- und Stirnräder als innen- bzw. außenverzahnte Zahnringe ausgebildet sind, die von innen- bzw. außenprofilierten Rohren in erforderlicher Länge abgetrennt werden. Die profilierten Rohre können zum Beispiel gezogen oder fließgepresst oder gesintert sein.
Ein anderer Weg zur Kostensenkung besteht darin, die Hohl- und Stirnräder aus zahnprofilierten Bändern zu Zahnringen umzuformen, die durch Schweißen oder Klipsen geschlossen und anschließend nachkalibriert werden.
Fertigungskosten können auch dadurch gesenkt werden, dass das erste Stirn¬ rad um die Breite des zweiten Stirnrad erweitert ist und mit beiden gleichver- zahnten Hohlrädern kämmt.
Ein Zahnspielausgleich erfolgt bei dem Einfach-Innenexzentergetriebe bei den beiden Stirn/Hohlradpaaren getrennt, wobei der Zahnspielausgleich bei dem ersten Stirn/Hohlradpaar durch Auswahl eines dazu passenden Exzenters und bei dem zweiten Stirn/Hohlradpaar durch ein entsprechend profilverschobenes zweites Stirn/Hohlrad oder durch einen zusätzlichen, vom ersten Exzenter un¬ abhängig einstellbaren, auf der Verstellwelle verdrehgesicherten Ausgleichs¬ exzenter erfolgt. Eine besonders kostengünstige Form des Zahnspielausgleichs besteht darin, dass dieser durch leicht konisch ausgebildete, axial bis kurz vor einer Linienberührung ineinander geschobene Stirn- und Hohlräder erfolgt, un¬ ter vorzugsweiser Ausnutzung von deren fertigungsbedingter Konizität.
Ein weiterer kostengünstiger Weg zum Erreichen eines optimalen Zahnspiels besteht darin, dass ein Einlaufbetrieb der Verstellgetriebe vorgesehen ist, mit einer auf deren Zähnen angebrachten, vergleichsweise weichen und gleitfähi¬ gen Verschleißschicht, zum Beispiel aus Kupfer oder Kunststoff, die bis zum Erreichen eines vorgegebenen Zahnspiels unter Vorspannung einläuft.
Statt durch Zahnspielausgleich kann das Zahngeräusch auch durch schrägver- zahnte Stirn- und Hohlräder gesenkt werden. Durch eine entgegengerichtete Schräge der Verzahnung der beiden Stirn- und Hohlräder heben sich deren Axialkräfte auf, wodurch sich die Lagerung vereinfacht. Ähnlich wie beim Taumelscheibengetriebe ist auch beim Einfach-Innenexzen- tergetriebe eine Federvorspannung der Verzahnungen zwischen dem Nocken¬ wellenabtrieb und dem Antriebsrad und/oder dem Verstellantrieb zur Zahnge- räuschsenkung möglich.
Eine fertigungsgünstige Ausbildung der Erfindung besteht darin, dass das zwei¬ te Hohlrad mit dem Abtriebsflansch und gegebenenfalls mit dem Zwischenstück einteilig ausbildbar und durch zum Beispiel Taumel- oder Axialpressen, Sintern oder Tiefziehen herstellbar ist. Auf diese Weise kann die Zahl der Bauteile er¬ heblich gesenkt werden.
Es hat fertigungstechnische Vorteile, dass der Exzenter und die Verstellwelle mit der Zahnkupplung ein- oder zweiteilig ausführbar sind. Die einteilige Aus- führung bietet den Vorteil geringer Bauteilzahl. Sie ist durch Sintern, Taumel¬ pressen und Tiefziehen realisierbar. Die zweiteilige Ausführung bietet den Vor¬ teil, dass der Exzenter kostengünstig aus einem exzentrischen Rohr gefertigt werden kann, in das eine Zahnkupplungsscheibe einpressbar ist.
Ein einfacher Aufbau, geringe Reibung und Spielfreiheit werden dadurch er¬ reicht, dass das Einfach-Innenexzentergetriebe an Stelle eines das Nockenwel¬ lendrehmoment übertragenden Hohl-/Stimradpaares eine sogenannte Kugelor¬ bitalkupplung aufweist, bei der Kugeln je halbseitig in Kreislaufbahnen zweier gleicher, unter axialer Vorspannung stehender Stahlscheiben geführt sind und die Exzenterbewegung ausgleichen. Eine Stahlscheibe ist mit einem Stirnrad und die andere Stahlscheibe mit einem nockenwellenfesten Teil verdrehfest verbunden.
Ein Einfach-Innenexzentergetriebe mit geringer axialer Baulänge wird dadurch erreicht, dass ein Antriebsrad und ein Abtriebsteil, ein erstes und ein zweites Hohlrad sowie ein erstes und ein zweites Stirnrad koaxial angeordnet sind, wo¬ bei das Antriebsrad mit dem ersten Hohlrad, das erste Stirnrad durch einen Flansch mit dem zweiten Hohlrad sowie das zweite Stirnrad mit dem Ab¬ triebsteil verdrehfest verbunden sind und das erste Hohlrad mit dem ersten Stirnrad sowie das zweite Hohlrad mit dem zweiten Stirnrad kämmen.
Für bestimmte Anwendungsfälle kann es von Vorteil sein, dass bei einem Ein- fach-lnnenexzentergetriebe das zweite Hohlrad als ein zweites Stirnrad und das zweite Stirnrad als ein zweites Hohlrad ausgebildet sind, wobei das zweite Hohlrad und das zweite Stirnrad wechselseitig ineinander greifen.
Es ist auch denkbar, dass die Stirn- und Hohlräder der Einfach-Innenexzenter- getriebe durch entsprechende Reibräder ersetzt werden. Diese zeichnen sich durch Geräuscharmut und Verschleißfestigkeit aus, erfordern jedoch eine aus¬ reichende Anpresskraft.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung und den Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung sche- matisch dargestellt ist. Dabei zeigen:
Figur 1 einen Längsschnitt durch ein Taumelscheibengetriebe;
Figur 2 einen Längsschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe;
Figur 3 eine Ansicht des Einfach-Innenexzentergetriebes von Figur
2;
Figur 4 bis 7 einen Längsschnitt durch konstruktive Varianten des Ein- fach-lnnenexzentergetriebes von Figur 2; Figur 8 einen Querschnitt durch das Einfach-Innenexzentergetriebe von Figur 4, jedoch mit einer einteiligen Ausbildung des zweiten Hohlrades, des Antriebsflansches und des Zwi¬ schenstücks;
Figur 9 eine Seitenansicht einer Kugelorbitalkupplung;
Figur 10 eine perspektivische Ansicht einer Scheibe der Kugelorbital¬ kupplung von Figur 9;
Figur 11 einen Querschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe mit koaxialer Anordnung der Zahnräder;
Figur 12 einen Querschnitt durch ein Einfach-Innenexzentergetriebe gemäß Figur 11 , jedoch mit vertauschtem zweiten Hohl- und
Stirnrad.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
In Figur 1 ist ein Längsschnitt durch ein Taumelscheibengetiebe 1 dargestellt. Dieses weist ein als Kettenritzel ausgebildetes Antriebsrad 2 auf, das über eine nicht dargestellte Kette mit einer ebensolchen Kurbelwelle eines Verbren¬ nungsmotors drehfest verbunden und mit einem drehsymmetrischen Getriebe- gehäuse 3 einstückig ausgebildet ist.
Das Getriebegehäuse 3 weist an seinem freien Ende einen Außenflansch 4 mit Gewindebohrungen 5 auf, an den ein erstes Kegelrad 6 mittels Schrauben 7 angeflanscht ist. Am antriebradseitigen Ende des Getriebegehäuses 3 ist ein Innenflansch 8 vorgesehen, der zur radialen und axialen Lagerung bzw. Lagefi¬ xierung des Getriebegehäuses 3 und des Antriebsrads 2 dient. Die radiale La¬ gerung des selben findet auf einen Absatz 9 eines zweiten Kegelrads 10 statt, während dessen axiale Lagefixierung durch eine Schulter 11 des selben in Verbindung mit einer Anlaufscheibe 12 bewirkt wird, die mit dem Antriebsrad 2 verpreßt und/oder verschweißt ist.
Das zweite Kegelrad 10 ist durch eine zentrale Spannschraube 13 mit einer Nockenwelle 14 verdrehfest verbunden. Ein Hohlflansch 15 am freien Ende der Nockenwelle 14 dient der axialen und radialen Lagefixierung des zweiten Ke¬ gelrades 10 und der Anlaufscheibe 12.
Zwischen den Kegelrädern 6, 10 befindet sich eine geneigte, beidseits verzahn¬ te Taumelscheibe 16. Die Neigung der Taumelscheibe 16 ist so gewählt, dass die Verzahnung jeder Seite derselben im Dauereingriff mit einem der beiden Kegelräder 6, 10 steht. Die Taumelscheibe 16 ist durch zwei als Festlager aus¬ gebildete Rillenkugellager 17 auf einer Verstellwelle 18 gelagert, die wiederum mit zwei als Loslager ausgebildeten Nadellagern 19 auf einem zylindrischen Teil 20 des zweiten Kegelrads 10 gelagert ist.
Die Verstellwelle 18 ist mit einem nicht dargestellten Rotor eines bürstenlosen, umsteuerbaren Gleichstrommotors verdrehfest verbunden. Die beiden Kegelräder 6, 10 und die Taumelscheibe 16 werden pulvermetallur¬ gisch hergestellt. Deren Zähne werden zur Steigerung der Festigkeit bei gleich bleibender Teilegenauigkeit durch beispielsweise Verzahnungsnachwälzen oder Warm- bzw. Hochdruckpressen nachbehandelt.
Das Taumelscheibengetriebe 1 wird über Ölleitungen 21 , die von einem No¬ ckenwellenlager 22 ausgehen und hin zu einem Ringraum 23 und weiter durch nicht dargestellte, radiale Bohrung zu den Lagern 19 und 17 sowie zu den Ver¬ zahnungen führen. Eine entsprechende Gestaltung des ersten Kegelrades 6 stellt einen ausreichenden Ölstand im Taumelscheibengetriebe 1 sicher.
Das Zahnspiel kann beim Taumelscheibengetriebe 1 auf einfache Weise ein¬ gestellt werden. Durch eine passende Beilegscheibe 24 die zwischen dem Au- ßenflansch 4 des Getriebegehäuses 3 und dem ersten Kegelrad 6 einlegbar ist, wird das Zahnspiel auf Null eingestellt. Durch Ersatz dieser Beilegscheibe durch eine um das Zahnspiel verstärkte, wird dieses eingestellt.
Das Taumelscheibengetriebe 1 funktioniert auf folgende Weise:
Im Regelbetrieb, das heißt, bei konstanter Phasenlage, läuft das Taumelschei¬ bengetriebe 1 einschließlich des Rotors des nicht dargestellten elektrischen Verstellmotors als Ganzes mit Nockenwellendrehzahl um. Erst zum Früh- bzw. Spätverstellen der Steuerzeiten beschleunigt bzw. verzögert der Verstellmotor seinen Rotor gegenüber der Nockenwelle 14. Dadurch wird die Verstellwelle 18 relativ zum Getriebegehäuse 3 vor- oder rückgedreht, wodurch sich die Tau¬ melscheibe 16 auf den Kegelrädern 6, 10 entsprechend der geringen Zähne- zahldifferenz zwischen der Taumelscheibe und den Kegelrädern mit großer Untersetzung abwälzt und die Phasenverstellung vollzieht.
Figur 2 zeigt einen Längsschnitt durch ein Einfach- Innenexzentergetriebe 25 und Figur 3 eine Ansicht der Abtriebsseite desselben.
Im Längsschnitt der Figur 2 ist ein als Kettenrad ausgebildetes Antriebsrad 2a zu erkennen, das mit einem ersten Hohlrad 26 verdrehfest verbunden ist. Diese Verbindung kann durch Aufpressen, insbesondere nach beidseitiger Rändelung und/oder durch Laserschweißen erreicht werden.
Das erste Hohlrad 26 kämmt mit einem ersten Stirnrad 27, das mit einem zwei¬ ten Stirnrad 28 durch Pressverband verdrehfest verbunden ist. Dieses ist über ein erstes Nadellager 29 auf einem Einfach-Innenexzenter 30 gelagert, der über eine Zahnkupplung 31 in verdrehfester in Verbindung mit einem nicht dar¬ gestellten Rotor eines elektrischen Verstellmotors steht. Der Innenexzenter 30 ist über ein zweites Nadellager 32 auf einem Zwischenstück 33 gelagert, das durch eine nicht dargestellte zentrale Spannschraube über einen Abtriebs¬ flansch 34 mit der ebenfalls nicht dargestellten Nockenwelle verdrehfest ver- spannt ist. Das zweite Stirnrad 28 kämmt mit einem zweiten Hohlrad 35, auf dessen Umfang das erste Hohlrad 26 mit dem Antriebsrad 2a gleitgelagert ist.
Das zweite Hohlrad 35 ist verdrehfest mit dem nockenwellenfesten Abtriebs- flansch 34 verbunden. Beide liegen axial an einer Anschlagscheibe 36 an, die mit dem ersten Hohlrad 26 verdrehfest verbunden ist.
Der Abtriebsflansch 34 besitzt, wie auch aus Figur 3 hervorgeht, eine Nase 37, die in einem den Verstellbereich des Einfach-Innenexzentergetriebes 25 be- grenzendem Ringausschnitt 38 der Anschlagscheibe 36 zwischen zwei An¬ schlägen 39, 40 schwenkbar ist. Der Abtriebsflansch 34 läßt sich durch Sintern, Taumelpressen oder Axialwalzen spanlos herstellen. Er kann auch zusammen mit dem zweiten Hohlrad 35 gesintert werden.
Auf der Verstellmotorseite des Einfach-Innenexzentergetriebes 25 ist ein Blechde¬ ckel 41 vorgesehen, der in einem Rezess 42 eingepreßt ist und der die Axialbewe¬ gung der beiden Stirnrädern 27, 28 und einer Verstellwelle 18' begrenzt.
Das Einfach-Innenexzentergetriebe 25 funktioniert folgendermaßen:
Im Regelbetrieb drehen sich das Einfach-Innenexzentergetriebe 25 und der Rotor des Verstellmotors als Ganzes mit Nockenwellendrehzahl. Beim Früh¬ oder Spätverstellen der Nockenwelle beschleunigt bzw. verzögert der Verstell¬ motor die Verstellwelle 18" mit dem Innenexzenter 30. Dadurch wälzen sich die Stirnräder 27, 28 auf den Hohlrädern 26, 35 ab und bewirken aufgrund der ge¬ ringen Zähnezahldifferenz der zusammengehörigen Stirn/Hohlräder die Pha¬ senverstellung mit großer Untersetzung.
Figur 4 stellt ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25' als konstruktive Variante des Einfach-Innenexzentergetriebe 25 von Figur 2 dar. Ein Antriebsrad 2a1 ist zusammen mit einem ersten Hohlrad 26' und dessen Verzahnung einteilig ge- sintert. Die Verzahnung kann erforderlichenfalls nachgewalzt werden, um eine erhöhte Zahnfestigkeit zu erzielen.
Ein zweites Hohlrad 35' ist mit einem Abtriebsflansch 34' durch einen Pressver- band und durch Verschweißen verbunden. Beide Bauteile können vorteilhaft¬ erweise auch einteilig durch Sintern gefertigt werden.
Ein erstes Stirnrad 27' ist um die Breite eines zweiten Stirnrades 28' erweitert. Die Verzahnung der Hohlräder 26', 35' weist trotz unterschiedlicher Zähnezahl dank Profilverschiebung einen gleichen Innendurchmesser auf und macht so ein Kämmen mit dem ersten Stirnrad 27' möglich. Das erste Stirnrad 27' kann durch Sintern aber auch durch Taumelpressen, Kaltpressen oder Fließpressen hergestellt werden.
Das erste Stirnrad 27' ist über ein erstes Nadellager 29' auf einem Einfach¬ innenexzenter 30' und dieser über ein zweites Nadellager 32' auf einem Zwi¬ schenstück 33' gelagert. Dieses kann unter anderem durch Sintern, Fließpres¬ sen oder Tiefziehen gefertigt werden. Sein gegenüber dem Zwischenstück 33 verringerter Außen- und Innendurchmesser macht eine Auflage des Schrau- benkopfs der zentralen Spannschraube auf einer Stirnfläche 43 des Zwischen¬ stücks 33' erforderlich. Dies hat die modifizierte Form einer Verstellwelle 18" zur Folge. Dieselbe kann durch Fließpressen oder Tiefziehen und eine Zahn¬ kupplung 31 ' durch Ausstanzen gefertigt werden.
Der Blechdeckel 41 ' dient auch bei dieser Variante als axialer Anschlag für das erste Stirnrad 27' und die Verstellwelle 18" sowie als Schmierölführung. Ein Sprengring 44 dient als axialer Anschlag des zweiten Hohlrads 35' auf der Ab¬ triebsseite.
Das in Figur 5 dargestellte Einfach-Innenexzentergetriebe 25" unterscheidet sich von den Einfach-Innenexzentergetrieben 25 bzw. 25' durch die Befestigung einer Anschlagscheibe 36' an dem ersten Hohlrad 26". Diese erfolgt tangential durch in Schlitze 45 desselben hineinragende Zapfen 46 der Anschlagscheibe 36', während als axiale Sicherung ein Sprengring 44' dient.
Ein weiterer Unterschied liegt in einem zweiteiligen Einfach-Innenexzenter 30", der von einem entsprechend geformten, stranggepressten Rohr abschneidbar ist und der mit einer gestanzten Zahnkupplung 31" verpress- und verschweißbar ist. In einem gesinterten Abtriebsflansch 34" ist ein radial verlaufender Schmierölkanal 47 eingeprägt, der die Nadellager 32", 29" und die Verzahnungen der Stirn- und Hohlräder 27", 28", 26", 35" mit Schmieröl versorgt. Die beiden Stirnräder 27", 28" sind einteilig und, einschließlich ihrer Verzahnungen, gesintert.
Ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25"' nach Figur 6 unterscheidet sich durch folgende Merkmale von den vorhergehenden Varianten:
- ein einteiliges Antriebsrad 2a"/erstes Hohlrad 26'" ist aufgrund seiner Ab¬ messungen als Taumelpressteil geeignet;
- eine tiefgezogene Anlaufscheibe 36" ist mit dem Antriebsrad 2a" durch Presssitz und Laserschweißen verdrehfest verbunden. Sie dient mit ihrem Innenumfang als Gleitlager für das Antriebsrad 2a" und für das erste Hohl¬ rad 26'" und zudem als Axialanschlag für ein zweites Hohlrad 35'" und den mit ihm verbundenen Abtriebsflansch 34'".
Das in Figur 7 dargestellte Einfach-Innenexzentergetriebe 25"" zeichnet sich durch ein erstes Stirn- und Hohlrad 27"", 26"" mit rechteckigem Querschnitt aus. Diese Ringe eignen sich in besonderer Weise zum Ablängen von einem entsprechend innen- bzw. außenverzahnten Rohr. Dasselbe gilt für das erste Stirnrad 27 der Figur 2 und das erste Stirnrad 27'" der Figur 6.
Das erste Hohlrad 26'" ist in das Antriebsrad 2a"1 eingepresst, während ein zweites Hohlrad 35'" in dem Antriebsrad 2a"1 gleitgelagert und durch eine mit demselben verschweißte Anlaufscheibe 36'" axial geführt ist. In Figur 8 ist das Einfach-Innenexzentergetriebe 25' von Figur 4 im Querschnitt dargestellt, jedoch mit einer einteiligen Ausbildung des Zwischenstücks 33' mit dem Antriebsflansch 34' und dem Hohlrad 35'. Dadurch wird die Zahl der Bau- teile deutlich reduziert. Als Fertigungsverfahren kommt vor allem das Sintern in Frage.
Figur 9 zeigt eine Seitenansicht einer sogenannten Kugelorbitalkupplung 49, die, ähnlich einer Klauen-, Segment- oder Stiftkupplung, als Ersatz für eine Hohlrad/Stirnrad-Zahnkupplung zum Ausgleich der Exzenterbewegung dient. Die Kugelorbitalkupplung 49 weist zwei Stahlscheiben 50 auf, zwischen denen Kugeln 51 unter axialer Vorspannung eingeklemmt sind. Die Kugeln 51 sind halbseitig in Kreislaufbahnen 52 der Stahlscheiben 50 geführt (siehe auch Figur 10), wo sie eine Kreisbewegung ausführen, ohne Spiel zu benötigen. Eine der Stahlscheiben 50 ist mit einem der Stirnräder des Einfach-Innenexzenter- getriebes verdrehfest verbunden, die andere mit einem nockenwellenfesten Teil des Getriebes.
Figur 11 stellt ein Einfach-Innenexzentergetriebe 25'"" dar, das über eine E- lastomerkupplung 48 mit einer nicht dargestellten Nockenwelle verdrehfest ver¬ bunden ist. Besonderes Kennzeichen dieses Getriebes ist die koaxiale Anord¬ nung eines ersten und zweiten Hohlrades 26 , 35"'" und eines ersten und zweiten Stirnrades 27 , 28'". Dadurch wird relativ wenig axialer Bauraum be¬ nötigt. Außerdem ist der Abstand des ersten Hohlrades 26'"" zu einem Doppel- rillenkugellager 53, das das Kippmoment desselben und die Last eines An¬ triebsrades 2a"" aufnimmt, relativ gering. Dies wirkt sich wegen der kleineren radialen Verschiebungen positiv auf das Abwälzverhalten der Verzahnungen aus. Das Antriebsrad 2a"" ist einteilig mit dem ersten Hohlrad 26 ausgebildet, in gleicher Weise das erste Stirnrad 27"'" und das zweite Hohlrad 35"'", die durch einen Flansch 54 miteinander verbunden sind. Das zweite Stirnrad 28'" ist mit einem Abtriebsteil 55 und einer Verstellwelle 18"" mit einem Einfach¬ innenexzenter 30'" einteilig ausgeführt. Der Einfach-Innenexzenter 30'" und das erste Stirnrad 27 mit dem zweiten Hohlrad 35'"" sind auf einem zweiten und dritten Doppelrillenkugellager 56, 57 gelagert.
In Figur 12 ist der Querschnitt eines Einfach-Innenexzentergetriebes 25 dar- gestellt, das sich von dem der Figur 11 durch Vertauschen des dortigen zweiten Hohlrades und des dortigen zweiten Stirnrades unterscheidet. Diese sind in Figur 12 als ein neues zweites Hohlrad 35""" und ein neues zweites Stirnrad 28"" ausgebildet und greifen wechselseitig ineinander. Ein Antriebsrad 2a""", ein Flansch 54' und ein Abtriebsteil 55" sind der veränderten Konstruktion an- gepasst. Die Funktion der Einfach-Innenexzentergetriebe 25"'" und 25""" ent¬ spricht der in den Figuren 2 bis 8 dargestellte Getriebe.
Bezugszeichenliste
1 Taumelscheibengetriebe
2, 2a, 2a1, 2a", 2a "', 2a"", 2a Antriebsrad
3 Getriebegehäuse
4 Außenflansch
5 Gewindebohrung
6 erstes Kegelrad
7 Schraube
8 Innenflansch
9 Absatz
10 zweites Kegelrad
11 Schulter
12 Anlaufscheibe
13, 13' zentrale Spannschraube
14 Nockenwelle
15 Hohlflansch
16 Taumelscheibe
17 Rillenkugellager
18, 18', 18", 18'", 18"" Verstellwelle
19 Nadellager
20 zylindrischer Teil
21 Ölleitung
22 Nockenwellenlager
23 Ringraum
24 Beilegscheibe
25, 25', 25", 25"', 25"", 25'"", 25 Einfach-Innenexzentergetriebe
26, 26", 26", 26'", 26"", 26'"" erstes Hohlrad
27, 27', 27", 27'", pyiui 0711111 erstes Stirnrad
28, 28", 28", 28'", 28"" zweites Stirnrad
29, 29', 29" erstes Nadellager
30, 30', 30", 30'" Einfach-Innenexzenter 31 ,31',3I " Zahnwellenkupplung
32, 32', 32" zweites Nadellager
33, 33' Zwischenstück
34, 34', 34", 34'" Abtriebsflansch
35, 35', 35", 35"', 35"", 35 ,35 zweites Hohlrad
36,36\36", 36"' Anschlagscheibe
37 Nase
38 Ringabschnitt
39 erster Anschlag
40 zweiter Anschlag
41 , 41 ' Blechdeckel
42 Rezess
43 Stirnfläche
44, 44' Sprengring
45 Schlitz
46 Zapfen
47 Schmierölkanal
48 Elastomerkupplung
49 Kugelorbitalkupplung
50 Stahlscheibe
51 Kugel
52 Kreislaufbahn
53 erstes Doppelrillenkugellager
54, 54' Flansch
55, 55' Abtriebsteil
56 zweites Doppelrillenkugellager
57 drittes Doppelrillenkugellager
58 drittes Stirnrad

Claims

Patentansprüche
1. Elektromotorischer Nockenwellenversteller zur Drehwinkelverstellung der Nockenwelle (14) eines Verbrennungsmotors gegenüber der Kurbelwelle desselben, mit einem Dreiwellengetriebe, das ein von der Kurbelwelle an¬ getriebenes Antriebsrad (2, 2a, 2a", 2a", 2a1", 2a"", 2a ) und ein nocken¬ wellenfestes Abtriebsteil sowie eine Verstellwelle (18, 18', 18", 18'", 18"") aufweist, die mit einem Rotor eines elektrischen Verstellmotors drehfest verbunden ist, dessen Stator am Verbrennungsmotor befestigt ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Dreiwellengetriebe, das vorzugsweise als Tau¬ melscheiben- oder Einfach-Innenexzenter-getriebe (1 , 25, 25', 25", 25'", 25"", 25'"", 25""") ausgebildet ist aus spanlose hergestellten Radsätzen und Gehäuseteilen besteht und Einrichtungen zum Einstellen bzw. Ausgleichen des Zahnspiels aufweist.
2. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass als elektrische Verstellmotoren bürstenlose Gleichstrommotoren, insbeson¬ dere solche mit Seltenerdmagneten oder mit bipolarer Betriebsweise, vor¬ gesehen sind.
3. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Taumelscheibengetriebe (1) ein erstes, kettenradfestes Kegelrad (6), ein zweites, nockenwellenfestes Kegelrad (10) und eine beidseits verzahn¬ te Taumelscheibe (16) aufweist, wobei diese Komponenten pulvermetallur- gisch gefertigt und nach dem Sintern durch Verzahnungsnachwalzen oder
Warm- oder Hochdruckpressen in ihrer Festigkeit und Härte steigerbar sind.
4. Nockenwellenversteller nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Taumelscheibengetriebe (1) ein zylindrisches Getriebegehäuse (3) mit einem Außenflansch (4) aufweist, das mit dem Antriebsrad (2) vorzugswei¬ se einteilig ausgebildet ist, und dass das erste Kegelrad (6) an dem Außen- flansch (4) des Getriebegehäuses anschraubbar ist, wobei dass Zahnspiel zwischen der Taumelscheibe (16) und den Kegelrädern (6, 10) durch eine passende Beilegscheibe (24) zwischen dem Außenflansch (4) und den ers¬ ten Kegelrad (6) einstellbar ist.
5. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Innenexzentergetriebe als Einfach-Innenexzentergetriebe (25, 25', 25",
25'", 25"", 25"'", 25 ) ausgebildet ist, mit einem Einfach-Innenexzenter
(30, 30', 30", 30"') auf dem ein erstes und zweites Stirnrad (27, 27', 27", 27'"; 27"", 27 ; 28, 28', 28", 28'", 28"") angebracht sind, die verdrehfest miteinander verbunden sind und sich auf einem ersten und zweiten Hohlrad
(26, 26', 26", 26'", 26"", 26 ; 35, 35', 35", 35"',351"1, 35 , 35 ) abwälzen, wobei das erste Stirn- und Hohlrad (27, 27', 27", 27"', 27"", 27 ; 26, 26',
26", 26'", 26"", 26'"") ausschließlich der Untersetzung der Phasenstellung und das zweite Stirn- und Hohlrad (28, 28', 28", 28"', 28""; 35, 35', 35", 35'",
35"", 35'"", 35 ) auch oder nur als Kupplungsverzahnung zum Durchleiten der Antriebs- und Verstellleistung zur Nockenwelle (14) dienen.
6. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Einfach-Innenexzenter (30, 30', 30", 30"') und die beiden Stirnräder (27,
27', 27", 27"',27"", 27'""; 28, 28', 28", 28'", 28"") sowie gegebenenfalls das Antriebsrad (2a, 2a1, 2a", 2am, 2a"", 2a"uι) wälzgelagert sind, wobei das An¬ triebsrad gegebenenfalls ein Vierpunktlager aufweist.
7. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Hohl- und Stirnräder (26"'; 27, 27", 27"') als innen- bzw. außenverzahn¬ te Zahnringe ausgebildet sind, die von innen- bzw. außenzahnprofilierten Rohren in erforderlicher Länge abtrennbar sind, wobei die zahnprofilierten Rohre zum Beispiel gezogen oder fließgepresst oder gesintert sind.
8. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Hohl- und Stirnräder (26""; 27, 27'", 27"") aus zahnprofilierten Bändern zu Zahnringen umformbar, durch Schweißen oder Klipsen schließbar und anschließend nachkalibrierbar sind.
9. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Innenexzentergetriebe als Einfach-Innenexzentergetriebe (25, 25', 25",
25'", 25"", 25 , 25 ) ausgebildet ist, mit einem Einfach-Innenexzenter
(30, 30', 30", 30"') auf dem ein drittes Stirnrad (58) angebracht ist, welches sich auf einem ersten und zweiten Hohlrad (26', 35') abwälzt, wobei die An¬ zahl der Zähne des ersten Hohlrades (26') von der Anzahl der Zähne des zweiten Hohlrades (35') abweicht.
10. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein Zahnspielausgleich bei dem ersten Hohlrad (26, 26', 26", 26'") und Stirnrad (27, 27', 27", 27'", 27"") durch Einbau eines dazu passenden Ein- fach-lnnenexzenters (30, 30', 30") erfolgt, während der Zahnspielausgleich bei dem zweiten Hohlrad (35, 35', 35", 35'", 35"") und Stirnrad (28, 28') entweder durch entsprechende Profilverschiebung von deren Zähnen oder durch einen zusätzlichen, vom Einfach-Innenexzenter (30, 30', 30") unab¬ hängig einstellbaren, auf der Verstellwelle (18, 18', 18") verdrehgesicherten Ausgleichsexzenter erfolgt.
11. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Zahnspielausgleich durch leicht konisch ausgebildete, axial bis zu einer Linienberührung ineinander schiebbare Stirn- und Hohlräder erfolgt, vor- zugsweise unter Ausnutzung fertigungsbedingter Konizität der Zähne.
12. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahnungen der Hohl- und Stirnräder (27, 27', 27", 27'", 27"", 27"'"; 26, 26', 26", 26'", 26"", 26 , 28, 28', 28", 28'", 28""; 35, 35', 35", 35'", 35"", 35'"", 35 ) bzw. der Kegelräder (6, 10) und der Taumelscheibe (16) mit einer Beschichtung aus duktilem Material versehen sind und die ineinan- dergreifenden Verzahnungen unter Vorspannung montiert sind, wobei das duktile Material Kupfer oder ein Kunststoff ist.
13. Nockenwellenversteller nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Einlaufbetrieb von Verstellgetrieben vorgesehen ist, mit einer auf deren
Zähnen angebrachten, vergleichsweise weichen und gleitfähigen Ver¬ schleißschicht, zum Beispiel aus Kupfer oder Kunststoff, die bis zum Errei¬ chen eines Vorgegebenen Zahnspiels unter Vorspannung einläuft.
14. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Hohlrad (35, 35') mit dem Abtriebsflansch (34, 34') und gegebe¬ nenfalls mit dem Zwischenstück (33, 33") einteilig ausbildbar und durch zum Beispiel Taumel- oder Axialpressen, Sintern oder Tiefziehen herstellbar ist.
15. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenter (30, 30', 30") und die Verstellwelle (18, 18', 18") mit der Zahnwellenkupplung (31 , 31 ', 31 ") ein- oder zweiteilig ausführbar sind.
16. Nockenwellenversteller nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Einfach-Innenexzentergetriebe (25, 25', 25", 25'", 25"") an Stelle eines das Nockenwellendrehmoment übertragenden Hohl/Stirnradpaares eine sogenannte Kugelorbitalkupplung (49) aufweist, bei der Kugeln (51), die halbseitig in Kreislaufbahnen (52) zweier gleicher, unter axialer Vorspan¬ nung stehender Stahlscheiben (50) geführt sind, das Drehmoment spielfrei übertragen und die Exzenterbewegung ausgleichen, wobei eine der Stahl¬ scheiben (50) mit einem Stirnrad des Getriebes und die andere mit einem nockenwellenfesten Teil derselben verdrehfest verbunden sind.
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