EP1853796A1 - Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung - Google Patents

Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung

Info

Publication number
EP1853796A1
EP1853796A1 EP06706717A EP06706717A EP1853796A1 EP 1853796 A1 EP1853796 A1 EP 1853796A1 EP 06706717 A EP06706717 A EP 06706717A EP 06706717 A EP06706717 A EP 06706717A EP 1853796 A1 EP1853796 A1 EP 1853796A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
adjusting
adjusting device
rocker
adjusting shaft
loop
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP06706717A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1853796B1 (de
Inventor
Helmut Schön
Peter Kuhn
Gordon KÖHNE
Patric Hoecker
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Thyssenkrupp Dynamic Components Teccenter AG
Original Assignee
ThyssenKrupp Presta TecCenter AG
ThyssenKrupp Presta AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ThyssenKrupp Presta TecCenter AG, ThyssenKrupp Presta AG filed Critical ThyssenKrupp Presta TecCenter AG
Publication of EP1853796A1 publication Critical patent/EP1853796A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1853796B1 publication Critical patent/EP1853796B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • F01L13/0063—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 by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot
    • 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
    • F01L13/0063—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 by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot
    • F01L2013/0068—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 by modification of cam contact point by displacing an intermediate lever or wedge-shaped intermediate element, e.g. Tourtelot with an oscillating cam acting on the valve of the "BMW-Valvetronic" type

Definitions

  • the invention relates to an adjusting device for variable valve trains according to the preamble of patent claim 1.
  • variable valve controls To improve the performance of internal combustion engines, especially motor vehicles, in terms of performance, consumption and emissions, a larger number of variable valve controls has been developed. In essence, they allow an adjustment of valve lift, opening duration and phase position to the respective operating conditions.
  • the present invention relates to the adjustment of those types of variable valve controls, which are adjusted by turning a so-called adjusting shaft.
  • the adjusting shaft usually carries cams, which in turn cause the necessary adjusting movements, usually for a row of cylinders.
  • An example of this type of valve controls with adjusting and cam is described in DE 41 35 257. Not described there is the drive of the adjusting because it can be realized in a known manner according to the prior art by an electric geared motor. This rotates the adjusting when needed and after being controlled by the engine management either in a first direction of rotation, which leads to larger valve lift, or in a second, opposite direction, which leads to smaller valve lift.
  • the adjustment by an electric geared motor has a significant disadvantage in that the adjustment actually required on the cams over multiple energy conversion is delivered with poor efficiency of the crankshaft, so that the power taken from the crankshaft is a multiple of the actually required on the cams adjusting power.
  • the corresponding losses may significantly reduce the benefits achievable with variable valve timing.
  • Belt drive crankshaft generator 0.95, alternator: 0.60, electric motor 0.70, worm gear 0.75. Multiplying the individual efficiencies results in an efficiency of 0.3 or 30% for the entire chain, or more than three times the actually required power is taken from the crankshaft.
  • the object of the invention is to provide an adjusting device for variable valve controls available, which has a high efficiency and in which the power requirement on the crankshaft for the adjustment is substantially lower than in the known adjusting devices that operate with an electric drive.
  • an adjustment is proposed according to the invention, which consists essentially of a arranged in the engine, mechanical transmission, the drive power of one of the revolving in the engine waves is taken in the form of kinetic energy and its output in each desired direction of rotation in shape is transmitted by kinetic energy to the adjusting shaft.
  • the drive power of one of the revolving in the engine waves is taken in the form of kinetic energy and its output in each desired direction of rotation in shape is transmitted by kinetic energy to the adjusting shaft.
  • the camshaft of the valve control is particularly suitable for providing the adjusting power because of its spatial proximity to the adjusting shaft. If a particularly high adjustment speed is required, this may also be the crankshaft. Quite generally, each of the crankshaft synchronously or non-synchronously rotating in the engine for driving the adjustment device according to the invention can be used.
  • a transmission that meets this requirement is called a reverse gear. It can be structured into a part which generates the two directions of rotation, and into a switching part for selectively coupling the shaft to be driven by the transmission, in the present case the adjusting shaft.
  • the term reverse gear in particular includes the crank rockers and crank loops described in detail below.
  • other transmissions having the aforementioned reverse gear functionality are also included within the scope of the invention and fall within the scope of the claims.
  • the first difficulty arises from the fact that the adjusting shaft must be rotated in a very short time by a certain, precisely observed angle, the switching angle, for example, by 50 ° within 0.020 s.
  • the switching angle for example, by 50 ° within 0.020 s.
  • the adjusting shaft must be driven by the reverse gear at a speed of 417 l / min for exactly this period of time and that a deviation of this switch-on time by only 0.010 s would already lead to a deviation of the shift angle by 50%, ie to 25 ° , or 75 °, which would be a useless result.
  • the example shows that the duty cycle would have to be kept accurate to approximately 1 ms, which seems hardly possible with an ordinary clutch.
  • the second difficulty arises from the fact that the adjusting shaft when engaging the clutch shock-like on the above speed (which corresponds to 3000 engine revolutions / min) would have to be brought and that they would be brought to a halt at the end of the on-time. Such abrupt impact forces are extremely undesirable.
  • a Use crank rocker as a reverse gear the crank is mounted on that shaft to be taken from the adjustment, so for example on the camshaft, and the rocker is preferably mounted coaxially to the adjusting, and can be connected to this by a switchable, positive clutch.
  • the rocker arm provides both directions of rotation in quick change on its rocker. It performs an approximately harmonic, oscillating rotary motion whose amplitude, for example 30 °, is sufficient for an adjustment process. Since the engagement and disengagement of the clutch takes place in the region of the reversal points of the rocker movement, the accuracy requirements are defused at the respective switching times and the adjusting is not or only to a minor extent with disturbing impact forces applied during engagement and disengagement.
  • crank loop instead of the rocker arm.
  • the crank loop has the property that it can apply different high torques in the two directions of rotation of the loop, namely a larger, if the crank pin is located at a greater distance from the axis of rotation of the loop and a smaller in the opposite case.
  • the advantage of the rocker arm and the crank loop over other reversing gears is that the shifting clutch is engaged and disengaged in the areas of the reversal points of the rocker or loop movement, where their angular velocities are low.
  • the double angle amplitude of the rocker or loop greater than to provide the adjustment of the adjustment and the difference as a backlash, within which the engagement can be placed with comparatively low requirements at the time.
  • the disengagement process can thereby be precisely linked to a specific position of the rocker or loop, namely at a turning point, by providing a pawl freewheel, depending on the direction of rotation, as a clutch.
  • the Sperrkiinzarelle can be designed very different.
  • a double-acting pawl can be performed with a hinge of the rocker or loop and engage radially in a toothing, which is rotatably connected to the adjusting shaft.
  • a plurality of pawls acting as pawls are axially displaceable in a rotatably connected to the adjusting drum connected by sliding joints and engage in mating recesses in the hub area of rocker or loop.
  • An adjustment process then proceeds as follows: In the region of the backlash and a first reversal point of the rocker or loop, the pawl of the freewheel is brought into locking position, which can be done by an activated by the engine management solenoid.
  • the rocker or loop moves with increasing angular velocity with entrainment of the pawl in the direction of the second reversal point until the backlash is exhausted, the pawl takes load and the adjusting shaft is taken. Finally, when the second turning point is reached, the freewheel releases the connection between rocker or loop and the adjusting shaft and the pawl returns to its starting position.
  • the adjustment is only dependent on the manufacturing accuracy of the components involved. The greater the mentioned backlash is selected, the more so the double angle amplitude of the rocker or loop exceeds the adjustment of the adjustment, the more time is available to bring the pawl in the locked position, the greater is naturally also the shock when the game is exhausted. As a favorable compromise proves a game of 2 to 10% of the adjustment angle.
  • the adjusting shaft must now not only be rotated back and forth between the two positions by the adjustment angle, but it must also be possible to continuously adjust the adjusting shaft in the same direction of rotation several times in succession by the same adjustment angle. In this way, the valve lift is gradually increased or decreased.
  • the entire adjustment range from zero stroke to the maximum stroke can be covered, for example, by seven angular positions of the adjustment shaft or steps, between which the adjustment angle of, for example, 50 ° is six times. The entire range of rotation of the adjusting shaft would then be 300 °.
  • the cams in the area of the engagement points of the switched positions are designed as concentric circular arcs over a circumference of at least 3 °.
  • Figure 1 shows a normal axis section through a variable valve control, which is adjusted by turning an adjusting, with a zero stroke of the valve is set.
  • Figure 2 shows a normal axial section through the valve control of FIG. 1, wherein the maximum stroke of the valve is set.
  • FIG. 3 shows a longitudinal section through parts of the valve control along A-A in Figure 1.
  • FIG. 4 shows an axially normal view of an adjustment device according to the invention using a crank rocker and a two-way pawl guided by the rocker with a swivel joint. Shown is an end position of the swingarm.
  • FIG. 5 shows the adjusting device according to FIG. 4 in a longitudinal section along B-B in FIG.
  • FIG. 6 shows the axially normal view of an adjusting device according to the invention using a crank loop and each angular position of a pawl guided in the adjusting shaft by a sliding joint each.
  • FIG. 7 shows the adjusting device according to FIG. 6 in a section along C-C in FIG. 6.
  • Figure 8 is a perspective view of an embodiment of the rocker in the hub area.
  • FIG. 1 shows a variable valve timing, which is typical for the adjustment by rotating an adjusting shaft.
  • the valve control 1 is driven by a camshaft 3, which is mounted in the housing 2 and on which cams 4 are located.
  • the cam 4 is in direct engagement with the roller 5, which is located in the finger lever 6, which in turn actuates the valve 7 and is supported by the hydraulic valve clearance compensation element 8 in the housing 2.
  • a so-called intermediate member 9 is turned on. This is on the one hand with the cam 4 via a cam roller 10 or via a sliding contact in engagement and on the other hand via a control cam 11 with the cam follower roller 5.
  • the intermediate member 9 is rotatably mounted in an intermediate housing 12 about the axis 13.
  • the intermediate housing 12 is rotatably mounted in the housing 2 about the axis 14 and is brought by the guided in the housing 2 plunger 15 in a certain angular position.
  • the Tappet 15 is in turn actuated by a cam 16 which is located on the adjusting shaft 17 mounted in the housing 2.
  • a rotation of the adjusting shaft 17 causes a, smaller, rotation of the intermediate housing 12 about its axis of rotation 14.
  • the intermediate housing 12 by the corresponding position of the adjusting 17, and the cam 16 and the plunger 15 in the, in the sense of Representation, left end position rotated.
  • Figure 2 shows the valve control of Figure 1 after clockwise rotation of the adjustment shaft 17 by approximately 270 °, resulting in clockwise rotation of the intermediate housing 12 by approximately 20 ° so that the full valve lift is achieved when the cam tip is engaged.
  • the cam follower roller 5 reaches its highest point on the control section 18 of the control cam 11.
  • a rotation angle of the adjusting shaft 17 by 270 ° associated with a change in the valve from zero to the maximum value.
  • Figure 3 shows a section corresponding to A-A in Figure 1, which shows that for each two parallel valves, each inlet or outlet of a cylinder, a common intermediate housing 12 may be used, so that only a plunger and a cam are necessary.
  • the intermediate housing 12 has a plane of symmetry 20, in which also the ram, not shown, may lie, and is rotatably mounted with the pins 21 on both sides in the housing 2 about the axis 14.
  • the intermediate members 9, which carry the cam rollers 10 are supported, and the locking portions 19 of the cams are due to the restoring forces of the hydraulic valve clearance compensation elements in contact with the cam follower rollers 5.
  • the intermediate housing 12 also contains for each intermediate member 9, a coil spring 22 which maintains contact between cam 4 and cam roller 10 in each phase of movement.
  • the reference numerals in Figure 3 are given only for the components in the right half of the illustration.
  • Figure 4 shows an inventive adjustment using a rocker arm and a two-sided, guided by the rocker 23 with a pivot 24 pawl 25.
  • the cooperating with the pawl 25 teeth mounted on a disc 26, which in turn is pressed onto the front end of the adjusting shaft 17.
  • the crank consisting of a crank pin 27 and a crank arm 28, is attached to the front end of the camshaft 3 and offset the rocker 23, which is rotatably mounted on the adjusting shaft 17, via the connecting rod 29 in an oscillating rotational movement. Shown is an end position of the rocker 23, which may have been achieved at the end of entrainment of the adjusting 17 in the counterclockwise direction by the adjustment angle after the tooth 30 of the pawl 25 has released from the toothed disc 26.
  • the same position can also be at the beginning of a rotation of the adjusting 17 in the clockwise direction, which actually starts when the solenoid 33 is activated, the torsional backlash is exhausted and the tooth 31 of the pawl 25 strikes the tooth flank 32.
  • the torsional backlash results from the difference between the double amplitude of the rotational movement of the rocker and the adjustment angle and gives the electromagnet 33 time to bring the pawl 25 in the locked position.
  • a leaf spring 34 engages in the toothed disc 26 and locks the adjusting shaft 17 in the respectively set position.
  • FIG. 5 shows the adjusting device of FIG. 4 in longitudinal section B-B.
  • the adjusting shaft 17 is mounted in the housing 2.
  • the toothed wheel 26 and the cams 16 are non-rotatably connected with it so that rotation of the toothed disc 26 also causes the cams to rotate about the same angle by the adjustment angle.
  • the adjusting shaft 17 forms the axis on which it is supported by a bearing 35.
  • FIG. 6 shows the adjustment device according to the invention using a crank loop in the axial normal view.
  • the pin 27 of the crank engages in a loop 36, which, like the rocker, is rotatably mounted or pivotably mounted on the adjusting shaft 17.
  • a perforating drum 37 is pressed onto the front end of the adjusting shaft 17 instead of the toothed disk.
  • Each of the axially parallel bores 38 of the perforated drum 37 contains and guides a cylindrical pin 40, one of which, with the aid of an electromagnet, can be selectively engaged with either one of two recesses, each for one direction of rotation, in the hub region of the loop.
  • These recesses 41 and 42 are, as Figure 8 shows in detail, designed so that the engaging cylindrical pin 40 can transmit torque in only one direction to the loop, but is pushed back in its initial position in direction of rotation.
  • the bottom of the recesses 41, 42 is contoured accordingly.
  • the cylinder pin 40 thus represents a guided in a sliding joint pawl. Shown is a position in which a rotation of the cam shaft in the clockwise direction causes the highest angular velocity of the loop counterclockwise, but which is accompanied by the smallest torque on the loop. It is therefore suitable for switching to a smaller valve lift.
  • the torsional backlash is 4.571 °.
  • perforated drum 37 as described above with respect to the loop 36 can also interact in a very analogous manner with the rocker 23, as has been described for the embodiments according to FIGS. 4 and 5.
  • the rocker 23 must be formed only in its hub region as described above with respect to the hub portion of the loop 36.
  • FIG. 7 shows a longitudinal section through the adjusting device according to FIG. 6 corresponding to the section CC.
  • the adjusting shaft 17 mounted in the housing 2 can be seen, which is mounted on its mounted loop 36 and the pressed-on perforated drum 37.
  • a cylindrical pin 40 in the starting position in another hole 38 of the cylindrical pin 40a in the switched position J_ ) ie acting as pawls cylinder pins 40 are thus guided in the perforated drum 37 by sliding joints, through the lateral surfaces 39 of the cylindrical pins 40 and the walls of the holes 38 are formed.
  • Each to be switched cylinder pin 40 is brought by an unillustrated solenoid in the switched position. Depending on desired adjustment, to larger or smaller valve lift, this must be done in the range of one or the other end position.
  • Figure 8 shows in perspective a rocker 23, which is designed to cooperate with a perforated drum, not shown, analogous to FIGS. 6 and 7.
  • the rocker 23 has in the region of the hub, the recess 41 for driving a cylindrical pin with perforated drum clockwise with adjustment and the recess 42 for rotation in the counterclockwise direction.
  • opposite rotation of the rocker 23 in the return of the previously switched and acting as a pawl cylinder pin (not shown) along one of the ramps 43 is pushed back to its original position, so that a freewheel of the perforated drum (not shown) is formed.
  • FIG. 9 shows a cam disk 16, which is formed in the region of the switched positions I-VII by circular arc sections R 1 to R 7 concentric with the axis of the adjusting shaft, each of which extends over an angle of 4 °.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Fluid-Driven Valves (AREA)
  • Magnetically Actuated Valves (AREA)

Description

Verstellvorrichtung für variable Ventilsteuerung
Die Erfindung betrifft eine Verstellvorrichtung für variable Ventiltriebe nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Zur Verbesserung des Betriebsverhaltens von Verbrennungsmotoren, insbesondere von Kraftfahrzeugen, hinsichtlich Leistung, Verbrauch und Emissionen ist eine grossere Zahl variabler Ventilsteuerungen entwickelt worden. Im Wesentlichen erlauben sie eine Anpassung von Ventilhub, Öffnungsdauer und Phasenlage an die jeweiligen Betriebszustände.
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf die Verstellung derjenige Arten variabler Ventilsteuerungen, die durch Drehen einer sogenannten Verstellwelle verstellt werden. Die Verstellwelle trägt gewöhnlich Kurvenscheiben, die, meist für eine Zylinderreihe, ihrerseits die notwendigen Stellbewegungen hervorrufen. Ein Beispiel dieser Art von Ventilsteuerungen mit Verstellwelle und Kurvenscheibe ist in der DE 41 35 257 beschrieben. Nicht beschrieben ist dort der Antrieb der Verstellwelle, da dieser auf bekannte Weise nach dem Stand der Technik durch einen elektrischen Getriebemotor realisiert werden kann. Dieser verdreht die Verstellwelle bei Bedarf und nach Ansteuerung durch das Motormanagement entweder in einem ersten Drehsinn, der zu grosserem Ventilhub führt, oder in einem zweiten, entgegengesetzten Drehsinn, der zu kleinerem Ventilhub führt.
Die Verstellung durch einen elektrischen Getriebemotor hat einen wesentlichen Nachteil dadurch, dass die an den Kurvenscheiben tatsächlich benötigte Verstellleistung über mehrfache Energieumwandlung mit jeweils schlechtem Wirkungsgrad von der Kurbelwelle geliefert wird, sodass die der Kurbelwelle entnommene Leistung ein Mehrfaches der an den Kurvenscheiben tatsächlich benötigten Verstellleistung beträgt. Die entsprechenden Verluste verringern die mit der variablen Ventilsteuerung erreichbaren Vorteile unter Umständen erheblich.
Der gesamte Wirkungsgrad, der sich aus den Wirkungsgraden des Generatorantriebs, des Generators selbst, des Elektromotors sowie des Getriebes, das wegen des notwendigen Übersetzungsverhältnisses meist ein Schneckengetriebe ist, ergibt, lässt sich mit den folgenden Annahmen der Einzelwirkungsgrade abschätzen:
Riemenantrieb Kurbelwelle-Generator: 0.95, Generator: 0.60, Elektromotor 0.70, Schneckengetriebe 0.75. Für die gesamte Kette ergibt sich durch Multiplikation der Einzelwirkungsgrade ein Wirkungsgrad von 0.3 oder 30%, bzw. es wird der Kurbelwelle mehr als das Dreifache der eigentlich erforderlichen Leistung entnommen.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Verstellvorrichtung für variable Ventilsteuerungen zur Verfügung zu stellen, die einen hohen Wirkungsgrad aufweist und bei der der Leistungsbedarf an der Kurbelwelle für die Verstellung wesentlich geringer ist als bei den bekannten Verstellvorrichtungen, die mit einem elektrischen Antrieb arbeiten .
Diese Aufgabe wird gelöst durch eine Verstellvorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1.
Um die obigen, wesentlichen Verluste zu vermeiden wird erfindungsgemäß eine Verstellvorrichtung vorgeschlagen, die im Wesentlichen aus einem im Motor angeordneten, mechanischen Getriebe besteht, dessen Antriebsleistung einer der im Motor umlaufenden Wellen in Form von Bewegungsenergie entnommen wird und dessen Ausgangsleistung im jeweils gewünschten Drehsinn in Form von Bewegungsenergie auf die Verstellwelle übertragen wird. Auf diese Weise wird erreicht, dass keine Energieumwandiungsverluste anfallen, wie dies bei den aus dem Stand der Technik bekannten Verstellvorrichtungen wegen der dort erfolgenden Umwandlung von Bewegungsenergie in elektrische Energie und anschließend wieder von elektrischer Energie in Bewegungsenergie der Fall ist.
Besonders geeignet zur Bereitstellung der Verstellleistung ist wegen ihrer räumlichen Nähe zur Verstellwelle die Nockenwelle der Ventilsteuerung. Wird eine besonders hohe Verstellgeschwindigkeit verlangt, so kann dies auch die Kurbelwelle sein. Ganz allgemein kann jede der im Motor mit der Kurbelwelle synchron oder nicht synchron umlaufenden Wellen zum Antrieb der erfindungsgemässen Verstellvorrichtung herangezogen werden.
Da diese Welle im Allgemeinen immer im gleichen Drehsinn umläuft, liegt auch am Eingang in das Getriebe der erfindungsgemässen Verstellvorrichtung immer die gleiche Drehrichtung vor, während am Getriebeausgang beide Drehrichtungen zur Verfügung stehen müssen, um die Verstellwelle entweder im genannten, ersten Drehsinn anzutreiben, mit wel- ehern der Ventilhub vergrössert wird, oder im zweiten, entgegengesetzten Drehsinn zur Verringerung des Ventilhubes. Ein Getriebe, das diese Anforderung erfüllt, bezeichnet man als Wendegetriebe. Es kann strukturiert werden in einen Teil, der die beiden Drehrichtungen erzeugt, und in einen Schaltteil zur wahlweisen Ankoppelung der vom Getriebe anzutreibenden Welle, im vorliegenden Fall der Verstellwelle. Im Zusammenhang mit der vorliegenden Erfindung fallen unter den Begriff Wendegetriebe insbesondere die nachstehend im Detail beschriebenen Kurbelschwingen und Kurbelschleifen. Andere Getriebe, die die voranstehend genannte Wendegetriebefunktionalität besitzen, sind vom Erfindungsgedanken allerdings ebenfalls umfasst und fallen in den Schutzbereich der Patentansprüche.
Zu einer bevorzugten Ausführungsform der erfindungsgemässen Verstellvorrichtung, bzw. des verwendeten Getriebes gelangt man durch folgende Überlegungen: Verwendet man ein Wendegetriebe der am häufigsten anzutreffenden Bauart, bei der zwei Zahnradsätze mit jeweils entgegengesetzter Drehrichtungsübertragung vorgesehen sind, die wahlweise, je nach gewünschter Drehrichtung der Verstellwelle, formschlüssig, etwa durch eine Schaltmuffe, mit dieser verbunden werden, so treten zwei kaum zu überwindende Schwierigkeiten auf:
Die erste Schwierigkeit ergibt sich daraus, dass die Verstellwelle in sehr kurzer Zeit um einen bestimmten, präzise einzuhaltenden Winkel, den Schaltwinkel, verdreht werden muss, beispielsweise um 50° innerhalb von 0.020 s. Dies bedeutet, dass die Verstellwelle genau diese Zeitdauer lang vom Wendegetriebe mit einer Drehzahl von 417 l/min angetrieben werden muss und dass eine Abweichung von dieser Einschaltzeit um nur 0.010 s bereits zu einer Abweichung des Schaltwinkels um 50% führen würde, also zu 25°, bzw. 75°, was ein unbrauchbares Ergebnis wäre. Das Beispiel zeigt, dass die Einschaltdauer ungefähr auf 1 ms genau eingehalten werden müsste, was mit einer gewöhnlichen Schaltkupplung kaum möglich erscheint.
Die zweite Schwierigkeit ergibt sich daraus, dass die Verstellwelle beim Einrücken der Schaltkupplung stossartig auf die oben genannte Drehzahl (die 3000 Motorumdrehungen/min entspricht) gebracht werden müsste und dass sie am Ende der Einschaltzeit ruckartig zum Stillstand gebracht werden müsste. Derartige schlagartig auftretende Stoßkräfte sind äußerst unerwünscht.
Um diese Schwierigkeiten zu umgehen und um gleichzeitig zu einer einfachen Lösung zu gelangen wird in einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung vorgeschlagen, eine Kurbelschwinge als Wendegetriebe zu verwenden, deren Kurbel auf derjenigen Welle angebracht ist, der die Verstellleistung entnommen werden soll, also z.B. auf der Nockenwelle, und deren Schwinge vorzugsweise koaxial zur Verstellwelle gelagert ist, und mit dieser durch eine schaltbare, formschlüssige Kupplung verbunden werden kann. Die Kurbelschwinge stellt an ihrer Schwinge beide Drehrichtungen in schnellem Wechsel bereit. Sie führt eine annähernd harmonische, oszillierende Drehbewegung aus, deren Amplitude, z.B. 30°, für einen Verstellvorgang ausreicht. Da das Ein- und Ausrücken der Schaltkupplung im Bereich der Umkehrpunkte der Schwingenbewegung erfolgt , sind die Genauigkeitsanforderungen an die jeweiligen Schaltzeitpunkte entschärft und die Verstellwelle wird beim Ein- und Ausrücken nicht oder nur in geringem Ausmaß mit störenden Stoßkräften beaufschlagt.
Je nach konstruktiven Gegebenheiten kann es auch günstiger sein, statt der Kurbelschwinge eine Kurbelschleife einzusetzen. Beispielsweise dann, wenn der Achsabstand zwischen Nockenwelle und Verstellwelle klein ist. Ausserdem hat die Kurbelschleife die Eigenschaft, dass sie in den beiden Drehrichtungen der Schleife unterschiedlich hohe Drehmomente aufbringen kann, nämlich ein grosseres, wenn sich der Kurbelzapfen in der grosseren Entfernung von der Drehachse der Schleife befindet und ein kleineres im umgekehrten Fall.
Es liegt daher nahe, mit der erstgenannten Drehrichtung die Verstellung zu grosserem Ventilhub zu verbinden, die ein wesentlich grosseres Drehmoment an der Verstellwelle erfordert, und umgekehrt.
Wie bereits dargelegt, besteht der Vorteil von Kurbelschwinge und Kurbelschleife gegenüber anderen Wendegetrieben darin, dass die Schaltkupplung in den Bereichen der Umkehrpunkte der Schwingen- bzw. Schleifenbewegung ein- bzw. ausgerückt wird, wo deren Winkelgeschwindigkeiten gering sind. Um die Schaltgenauigkeit weiter zu verbessern wird erfindungsgemäss weiter vorgeschlagen, die doppelte Winkelamplitude der Schwinge, bzw. Schleife grösser zu wählen als den Verstellwinkel der Verstellwelle und die Differenz als Verdrehspiel vorzusehen, innerhalb dessen der Einrückvorgang mit vergleichsweise geringen Anforderungen an dessen Zeitpunkt gelegt werden kann. Weiter kann der Ausrückvorgang dadurch präzise an eine bestimmte Stellung der Schwinge oder Schleife, nämlich an einen Umkehrpunkt, gebunden werden, indem ein Sperrklinkenfreilauf, je Drehrichtung einer, als Schaltkupplung vorgesehen wird. Der Sperrkiinkenfreilauf kann dabei sehr unterschiedlich ausgebildet sein. Beispielsweise kann eine zweiseitig wirkende Sperrklinke mit einem Drehgelenk von der Schwinge oder Schleife geführt werden und radial in eine Verzahnung eingreifen, die mit der Verstellwelle drehfest verbunden ist. Bei einem weiteren, wichtigen Ausführungsbeispiel werden mehrere, als Sperrklinken wirkende Stifte axial verschiebbar in einer drehfest mit der Verstellwelle verbundenen Trommel durch Schubgelenke geführt und greifen in passende Vertiefungen im Nabenbereich von Schwinge oder Schleife ein. Ein Verstellvorgang läuft dann folgen- dermassen ab: Im Bereich des Verdrehspiels und eines ersten Umkehrpunktes der Schwinge oder Schleife wird die Sperrklinke des Freilaufs in Sperrstellung gebracht, was durch einen vom Motormanagement aktivierten Elektromagnet geschehen kann. Nach diesem ersten Umkehrpunkt bewegt sich die Schwinge oder Schleife mit zunehmender Winkelgeschwindigkeit unter Mitnahme der Sperrklinke in Richtung des zweiten Umkehrpunktes bis das Verdrehspiel erschöpft ist, die Sperrklinke Last aufnimmt und die Verstellwelle mitgenommen wird. Schliesslich löst der Freilauf bei Erreichen des zweiten Umkehrpunktes die Verbindung zwischen Schwinge bzw. Schleife und der Verstellwelle und die Sperrklinke kehrt in ihre Ausgangsstellung zurück. Damit ist der Verstellwinkel lediglich von der Fertigungsgenauigkeit der beteiligten Bauteile abhängig. Je grösser das erwähnte Verdrehspiel gewählt wird, je mehr also die doppelte Winkelamplitude der Schwinge oder Schleife den Verstellwinkel der Verstellwelle übersteigt, desto mehr Zeit steht zur Verfügung um die Sperrklinke in Sperrstellung zu bringen, desto grösser wird naturgemäss aber auch der Stoss, wenn das Spiel erschöpft ist. Als günstiger Kompromiss erweist sich ein Spiel von 2 bis 10% des Verstellwinkels.
Die Verstellwelle muss nun nicht nur zwischen zwei Stellungen um den Verstellwinkel hin- und hergedreht werden, sondern es muss auch möglich sein, die Verstellwelle mehrmals hintereinander um den gleichen Verstellwinkel fortlaufend im gleichen Drehsinn zu verstellen. Auf diese Weise wird der Ventilhub stufenweise erhöht, bzw. verringert. Der gesamte Verstellbereich von Nullhub bis zum maximalen Hub kann z.B. durch sieben Winkelpositionen der Verstellwelle oder Stufen abgedeckt sein, zwischen denen sechsmal der Verstellwinkel von z.B. 50° liegt. Der gesamte Verdrehbereich der Verstellwelle wäre dann 300°. Da mit jeder Umdrehung der die Verstellvorrichtung antreibenden Welle die Verstellwelle nur um einmal den Verstellwinkel verstellt werden kann, hat eine kleine Anzahl von Stufen den Vorteil einer schnellen Verstellung über den gesamten Bereich und einer im praktischen Betrieb kleinen Anzahl von Schaltvorgängen mit entsprechend niedriger, mittlerer Verstellleistung. Eine grossere Anzahl von Stufen hat dagegen den Vorteil einer feineren Anpassung des Ventilhubes an die Betriebsbedingungen, kleinerer Verstellwinkel und kleinerer Stösse beim Eingreifen der Sperrklinke. Es zeigt sich in der Praxis, dass ein insgesamt günstiger Kompromiss mit fünf bis sieben Positionen der Verstellwelle, bzw. Stufen erreicht wird, wobei die erste Position dem Nullhub der Ventile zugeordnet werden kann und die höchste Stufe, also die 5., 6. oder 7. dem Grössthub.
Wären alle auf einer Verstellwelle angebrachten Kurvenscheiben gleich ausgeführt, so würde die erste Position nach obiger Festlegung dazu führen, dass alle Zylinder abgeschaltet würden. Dies ist aber in den meisten Fällen nicht sinnvoll, so wie z.B. bei der am häufigsten ausgeführten Motorbauart mit vier Zylindern in Reihe und einer Verstellwelle für beispielsweise sämtliche Einlassventile. Hier dürfen nur zwei Zylinder abgeschaltet werden, während die beiden anderen weiterhin Leistung abgeben müssen. Aus diesem Grunde müssen die Kurvenscheiben einer Verstellwelle bei Zylinderabschaltung im Allgemeinen verschieden ausgeführt sein, z.B. so, dass bei den nicht abgeschalteten Zylindern in der ersten Position bereits ungefähr der Ventilhub einer höheren Position auftritt. Welcher Ventilhub sich bei einem Ventil einstellt, ist also nicht allein von der Winkelposition der Verstellwelle abhängig, sondern auch von der diesem Ventil wirkungsmäßig zugeordneten Kurvenscheibe.
Führt nun die Drehung der Kurvenscheiben zu einer kontinuierlichen Änderung des Ventilhubes, so führen die von den Kurvenscheiben aufzunehmenden Kräfte zu Momenten, die die Winkelposition der Kurvenscheiben zu verändern trachten, bzw. zu Abweichungen im Ventilhub führen. Ausserdem unterliegen die Winkelpositionen der Kurvenscheiben sowieso gewissen Toleranzen. Aus diesen Gründen wird erfindungsgemäss vorgeschlagen, die Kurvenscheiben so zu formen, dass die Ableitung des Ventilhubes nach dem Drehwinkel der Kurvenscheibe im Bereich der Eingriffspunkte der geschalteten Positionen zu Null wird. Anders ausgedrückt sind die Kurvenscheiben im Bereich der Eingriffspunkte der geschalteten Positionen als konzentrische Kreisbögen über einen Umfang von mindestens 3° ausgeführt.
Die Erfindung wird nun anhand einer Zeichnung näher erläutert. Es zeigen : Figur 1 einen achsnormalen Schnitt durch eine variable Ventilsteuerung, welche durch Drehen einer Verstellwelle verstellt wird, wobei ein Nullhub des Ventils eingestellt ist.
Figur 2 einen achsnormalen Schnitt durch die Ventilsteuerung gemäß Fig. 1, wobei der Grössthub des Ventils eingestellt ist.
Figur 3 einen Längsschnitt durch Teile der Ventilsteuerung entlang A-A in Figur 1.
Figur 4 eine achsnormale Ansicht einer erfindungsgemässen Verstellvorrichtung unter Verwendung einer Kurbelschwinge und einer zweiseitig wirkenden, von der Schwinge mit einem Drehgelenk geführten Sperrklinke. Dargestellt ist eine Endlage der Schwinge.
Figur 5 die Verstellvorrichtung nach Figur 4 im Längsschnitt entlang B-B in Fig.4.
Figur 6 die achsnormale Ansicht einer erfindungsgemässen Verstellvorrichtung unter Verwendung einer Kurbelschleife und je Winkelposition einer, mit je einem Schubgelenk in der Verstellwelle geführten Sperrklinke.
Figur 7 die Verstellvorrichtung nach Figur 6 im Schnitt entlang C-C in Fig. 6.
Figur 8 die perspektivische Ansicht einer Ausführungsform der Schwinge im Nabenbereich.
Figur 9 die Ansicht einer Kurvenscheibe.
Figur 1 zeigt eine variable Ventilsteuerung, die typisch ist für die Verstellung durch Drehen einer Verstellwelle. Angetrieben wird die Ventilsteuerung 1 von einer im Gehäuse 2 gelagerten Nockenwelle 3, auf welcher sich Nocken 4 befinden. Bei konventionellen, nicht variablen Ventilsteuerungen befindet sich der Nocken 4 in direktem Eingriff mit der Rolle 5, die sich im Schlepphebel 6 befindet, der seinerseits das Ventil 7 betätigt und sich über das hydraulische Ventilspielausgleichselement 8 im Gehäuse 2 abstützt. Im Gegensatz dazu ist bei der variablen Ventilsteuerung 1 in den Kraftfluss zwischen Nocken 4 und Schlepphebelrolle 5 ein weiteres Getriebeglied, ein sogenanntes Zwischenglied 9 eingeschaltet. Dieses steht einerseits mit dem Nocken 4 über eine Nockenrolle 10 oder auch über einen Gleitkontakt in Eingriff und andererseits über eine Steuerkurve 11 mit der Schlepphebelrolle 5. Weiter ist das Zwischenglied 9 in einem Zwischengehäuse 12 um die Achse 13 drehbar gelagert. Das Zwischengehäuse 12 ist im Gehäuse 2 um die Achse 14 drehbar gelagert und wird durch den im Gehäuse 2 geführten Stössel 15 in eine bestimmte Winkelstellung gebracht. Der Stössel 15 wird seinerseits durch eine Kurvenscheibe 16 betätigt, die sich auf der im Gehäuse 2 gelagerten Verstellwelle 17 befindet. Damit bewirkt eine Drehung der Verstellwelle 17 eine, kleinere, Drehung des Zwischengehäuses 12 um seine Drehachse 14. In der Figur ist das Zwischengehäuse 12 durch die entsprechende Position der Verstellwelle 17, bzw. der Kurvenscheibe 16 und des Stössels 15 in die, im Sinne der Darstellung, linke Endposition gedreht. In dieser Stellung entsteht kein Ventilhub, auch wenn die Nockenspitze in Eingriff ist, weil der Steuerabschnitt 18 der Steuerkurve 11 nicht mit der Schlepphebelrolle 5 zum Eingriff kommt, sondern nur der Rastabschnitt 19. Die Achse der Schlepphebelrolle 5 fällt mit der Drehachse 14 des Zwischengehäuses 12 zusammen.
Figur 2 zeigt die Ventilsteuerung von Figur 1 nach Drehen der Verstellwelle 17 um ungefähr 270° im Uhrzeigersinn, was eine Drehung des Zwischengehäuses 12 um ungefähr 20° im Uhrzeigersinn zur Folge hat, sodass der volle Ventilhub erreicht wird wenn die Nockenspitze im Eingriff ist. Die Schlepphebelrolle 5 erreicht ihre höchste Stelle am Steuerabschnitt 18 der Steuerkurve 11. Somit ist bei der in der Figur gezeigten Ausführung einem Drehwinkel der Verstellwelle 17 um 270° eine Änderung des Ventilhubes von Null bis zum Höchstwert zugeordnet.
Figur 3 zeigt einen Schnitt entsprechend A-A in Figur 1, der zeigt, dass für je zwei parallele Ventile, jeweils Einlass oder Auslass eines Zylinders, ein gemeinsames Zwischengehäuse 12 verwendet werden kann, sodass auch nur ein Stössel und eine Kurvenscheibe notwendig sind. Das Zwischengehäuse 12 hat eine Symmetrieebene 20, in der auch der nicht dargestellte Stössel liegen kann, und ist mit den Zapfen 21 beidseitig im Gehäuse 2 drehbar um die Achse 14 gelagert. Im Zwischengehäuse 12 sind die Zwischenglieder 9, die die Nockenrollen 10 tragen gelagert, und die Rastabschnitte 19 der Steuerkurven stehen auf Grund der Rückstellkräfte der hydraulischen Ventilspielausgleichselemente in Kontakt mit den Schlepphebelrollen 5. Das Zwischengehäuse 12 enthält ausserdem für jedes Zwischenglied 9 eine Spiralfeder 22, die den Kontakt zwischen Nocken 4 und Nockenrolle 10 in jeder Phase der Bewegung aufrecht erhält. Der besseren Übersichtlichkeit halber sind die Bezugszeichen in Figur 3 nur für die Bauteile in der rechten Hälfte der Darstellung angegeben.
Figur 4 zeigt eine erfindungsgemässe Verstellvorrichtung unter Verwendung einer Kurbelschwinge und einer zweiseitig wirkenden, von der Schwinge 23 mit einem Drehgelenk 24 geführten Sperrklinke 25. Die mit der Sperrklinke 25 zusammenwirkende Verzahnung ist auf einer Scheibe 26 angebracht, die ihrerseits auf das stirnseitige Ende der Verstellwelle 17 aufgepresst ist. Die Kurbel, bestehend aus einem Kurbelzapfen 27 und einer Kurbelwange 28, ist am stirnseitigen Ende der Nockenwelle 3 angebracht und versetzt die Schwinge 23, die auf der Verstellwelle 17 drehbar gelagert ist, über die Pleuelstange 29 in eine oszillierende Drehbewegung. Dargestellt ist eine Endstellung der Schwinge 23, die am Ende einer Mitnahme der Verstellwelle 17 gegen den Uhrzeigersinn um den Verstellwinkel erreicht worden sein kann, nachdem sich der Zahn 30 der Sperrklinke 25 aus der Zahnscheibe 26 gelöst hat. Die gleiche Stellung kann aber auch am Anfang einer Drehung der Verstellwelle 17 im Uhrzeigersinn stehen, die tatsächlich einsetzt, wenn der Elektromagnet 33 aktiviert wird, das Verdrehspiel erschöpft ist und der Zahn 31 der Sperrklinke 25 auf die Zahnflanke 32 trifft. Das Verdrehspiel ergibt sich aus der Differenz zwischen der doppelten Amplitude der Drehbewegung der Schwinge und dem Verstellwinkel und gibt dem Elektromagnet 33 Zeit, die Sperrklinke 25 in Sperrstellung zu bringen. Eine Blattfeder 34 greift in die Zahnscheibe 26 ein und arretiert die Verstellwelle 17 in der jeweils eingestellten Position.
Figur 5 zeigt die Verstellvorrichtung von Figur 4 im Längsschnitt B-B. Die Verstellwelle 17 ist im Gehäuse 2 gelagert. Mit ihr drehfest verbunden sind die Zahnscheibe 26 und die Kurvenscheiben 16, sodass eine Drehung der Zahnscheibe 26 um den Verstellwinkel auch eine Drehung der Kurvenscheiben um den gleichen Winkel bewirkt. Für die Schwinge 23 bildet die Verstellwelle 17 die Achse, auf die sie sich über ein Lager 35 abstützt.
Figur 6 zeigt die erfindungsgemässe Verstellvorrichtung unter Verwendung einer Kurbelschleife in der achsnormalen Ansicht. Im Unterschied zu der Ausführung mit einer Kurbelschwinge nach Figur 4 greift der Zapfen 27 der Kurbel in eine Schleife 36 ein, die, wie die Schwinge, auf der Verstellwelle 17 drehbar, bzw. schwenkbar gelagert ist. Weiter im Unterschied zur Ausführung nach den Figuren 4 und 5 ist statt der Zahnscheibe eine Lochtrommel 37 auf das stimseitige Ende der Verstellwelle 17 aufgepresst. Jede der achsparallelen Bohrungen 38 der Lochtrommel 37 enthält und führt einen Zylinderstift 40, von denen jeweils einer, ebenfalls mit Hilfe eines Elektromagneten, wahlweise mit einer von zwei Ausnehmungen, jede für eine Drehrichtung, im Nabenbereich der Schleife in Eingriff gebracht werden kann. Diese Ausnehmungen 41 und 42 sind, wie Figur 8 im Detail zeigt, so gestaltet, dass der eingreifende Zylinderstift 40 nur in einer Drehrichtung ein Drehmoment auf die Schleife übertragen kann, bei Drehrichtungsumkehr aber in seine Ausgangslage zurückgeschoben wird. Hierfür ist der Boden der Ausnehmungen 41, 42 entsprechend konturiert. Der Zylinderstift 40 stellt also eine in einem Schubgelenk geführte Sperrklinke dar. Dargestellt ist eine Stellung, in der eine Drehung der Nockenwelle im Uhrzeigersinn die höchste Winkelgeschwindigkeit der Schleife gegen den Uhrzeigersinn bewirkt, die aber mit dem kleinsten Drehmoment an der Schleife einhergeht. Sie ist daher für eine Schaltung zu einem kleineren Ventilhub geeignet. Im Beispiel ist eine Lochtrommel 37 mit sieben Zylinderstiften, bzw. Sperrklinken, jeweils in Abständen von 36077 = 51,429° für sieben Positionen der Verstellwelle 17 dargestellt. Die dargestellte Winkelamplitude der Schleife beträgt 28°, so- dass die doppelte Winkelamplitude um den Faktor 2x28/51,429 = 1,09 grösser als der Verstellwinkel ist. Das Verdrehspiel beträgt 4,571°.
Es versteht sich, dass die Lochtrommel 37 wie voranstehend in Bezug auf die Schleife 36 beschrieben auch in ganz analoger Weise mit der Schwinge 23 zusammenwirken kann, wie sie zu den Ausführungsbeispielen gemäß den Fig. 4 und 5 beschrieben worden ist. Hierzu muss die Schwinge 23 nur in ihrem Nabenbereich so ausgebildet sein wie dies voranstehend in Bezug auf den Nabenbereich der Schleife 36 beschrieben ist.
An dieser Stelle sei auch darauf hingewiesen, dass selbstverständlich auch die voranstehend in Bezug auf die Schwinge 23 beschriebene, eine Zahnscheibe 26 und eine mit der Verzahnung dieser Zahnscheibe 26 zusammenwirkende Sperrklinke 25 aufweisende, Schaltvorrichtung mit der Schleife 36 zusammenwirken kann. Die beschrieben Wendegetriebe (Kurbelschwinge und Kurbelschleife) und die beschriebenen Schaltvorrichtungen (Zahnscheibe 26 mit Sperrklinke 25 und Lochtrommel 37 mit Zylinderstiften 40) lassen sich im Rahmen der vorliegenden Erfindung beliebig miteinander kombinieren.
Figur 7 stellt einen Längsschnitt durch die Verstellvorrichtung nach Figur 6 entsprechend der Schnittangabe C-C dar. Zu sehen ist die im Gehäuse 2 gelagerte Verstellwelle 17, die auf ihr gelagerte Schleife 36 und die aufgepresste Lochtrommel 37. In einer der dargestellten Bohrungen 38 der Lochtrommel 37 befindet sich ein Zylinderstift 40 in der Ausgangsposition, in einer anderen Bohrung 38 der Zylinderstift 40a in der geschalteten PositionJ_)ie als Sperrklinken wirkenden Zylinderstifte 40 werden also in der Lochtrommel 37 durch Schubgelenke geführt, die durch die Mantelflächen 39 der Zylinderstifte 40 und die Wandungen der Bohrungen 38 gebildet werden. Der jeweils zu schaltende Zylinderstift 40 wird durch einen nicht dargestellten Elektromagnet in die geschaltete Position gebracht. Je nach gewünschter Verstellrichtung , zu grosserem oder zu kleinerem Ventilhub, muss dies im Bereich der einen oder der anderen Endlage geschehen.
Figur 8 zeigt perspektivisch eine Schwinge 23, die zum Zusammenwirken mit einer nicht dargestellten Lochtrommel analog zu den Fig. 6 und 7 ausgebildet ist. Die Schwinge 23 weist im Bereich der Nabe die Ausnehmung 41 zur Mitnahme eines Zylinderstifts mit Lochtrommel samt Verstellwelle im Uhrzeigersinn und die Ausnehmung 42 für die Drehung entgegen dem Uhrzeigersinn auf. Bei jeweils entgegengesetzter Drehung der Schwinge 23 im Rücklauf wird der zuvor geschaltete und als Sperrklinke wirkende Zylinderstift (nicht dargestellt) entlang einer der Rampen 43 in seine Ausgangsposition zurückgeschoben, sodass ein Freilauf der Lochtrommel (nicht dargestellt) entsteht.
Figur 9 zeigt eine Kurvenscheibe 16, welche im Bereich der geschalteten Positionen I - VII durch zur Achse der Verstellwelle konzentrische Kreisbogenabschnitte Rl bis R7 gebildet ist, die sich jeweils über einen Winkel von 4° erstrecken.
Verzeichnis der Bezugszahlen
1 Ventilsteuerung 23 Schwinge
2 Gehäuse 24 Drehgelenk für Sperrklinke
3 Nockenwelle 25 Sperrklinke
4 Nocken 26 Zahnscheibe für Sperrklinke
5 Schlepphebelrolle 27 Kurbelzapfen
6 Schlepphebel 28 Kurbelwange
7 Ventil 29 Pleuelstange
8 Hydraulisches Ventilspielausgleichselement 30 linker Zahn der Sperrklinke
9 Zwischenglied 31 rechter Zahn der Sperrklinke
10 Nockenrolle 32 Zahnflanke
11 Steuerkurve 33 Elektromagnet
12 Zwischengehäuse 34 Blattfeder
13 Drehachse des Zwischengliedes 35 Schwingenlager
14 Drehachse des Zwischengehäuses 36 Schleife
15 Stössel 37 Lochtrommel
16 Kurvenscheibe 38 Bohrungen (in Lochtrommel)
17 Verstellwelle 39 Mantelfläche der Zylinderstifte
18 Steuerabschnitt 40 Zylinderstifte
19 Rastabschnitt 40a geschalteter Zylinderstift
20 Symmetrieebene 41 Ausnehmung
21 Zapfen (Zwischengehäuse) 42 Ausnehmung
22 Spiralfeder 43 Rampen

Claims

Patentansprüche
1. Verstellvorrichtung für variable Ventilsteuerungen von Verbrennungsmotoren, umfassend eine drehbar gelagerte Verstellwelle (17) zur Verstellung der Ventilbewegung sowie auf die Verstellwelle (17) einwirkende, eine Verstelldrehung dieser bewirkende Betätigungsmittel, dadurch gekennzeichnet, dass die Betätigungsmittel mindestens umfassen a) ein mechanisches Wendegetriebe (28, 27, 29, 23; 28, 27, 36), welches die für die Verstelldrehung erforderliche Verstellleistung von der Kurbelwelle des Motors oder einer anderen umlaufenden Welle, deren Drehung von der Kurbelwelle abgeleitet ist, ableitet, b) schaltbare Kupplungsmittel (24, 25, 26; 37, 38, 39, 40) zur Übertragung der Verstellleistung von dem Wendegetriebe (28, 27, 29, 23; 28, 27, 36) auf die Verstellwelle (17).
2. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die schaltbaren Kupplungsmittel (24, 25, 26; 37, 38, 39, 40) in das mechanische Wendegetriebe integriert oder unmittelbar mit diesem gekoppelt sind.
3. Verstellvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch die Entnahme der Verstellleistung von einer Nockenwelle (3).
4. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Wendegetriebe eine Kurbelschwinge (27, 28, 23) aufweist, deren Kurbel (27, 28) an der im Motor umlaufenden Welle angebracht ist, von der die Verstellleistung entnommen wird und deren Schwinge (23) vorzugsweise koaxial zur Verstellwelle (17) gelagert und mit dieser direkt oder indirekt durch eine Schaltkupplung verbindbar ist.
5. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Wendegetriebe eine Kurbelschleife (27, 28, 36) aufweist, deren Kurbel (27, 28) an der im Motor umlaufenden Wellen angebracht ist, von der die Verstellleistung entnommen wird und deren Schleife (36) vorzugsweise koaxial zur Verstellwelle (17) gelagert und mit dieser direkt oder indirekt durch eine Schaltkupplung verbindbar ist.
6. Verstellvorrichtung nach den voranstehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass die doppelte Winkelamplitude der Schwinge (23) oder Schleife (36) grösser ist als der Verstellwinkel der Verstellwelle (17).
7. Verstellvorrichtung nach Anspruch 6, gekennzeichnet durch eine doppelte Winkelamplitude der Schwinge (23) oder Schleife (36), die 2 bis 10% grösser ist als der Verstellwinkel der Verstellwelle (17).
8. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltkupplung zwischen Schwinge (23) oder Schleife (36) und Verstellwelle (17) durch einen zweiseitig wirkenden, schaltbaren Sperrklinkenfreilauf gebildet wird.
9. Verstellvorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass für die beiden Drehrichtungen zwei getrennte Sperrklinken vorgesehen sind.
10. Verstellvorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass für beide Drehrichtungen eine gemeinsame, doppelt wirkende Sperrklinke (25) vorgesehen ist.
11. Verstellvorrichtung nach Anspruch 8, gekennzeichnet durch je eine separate, beispielsweise durch einen Zylinderstift (40) gebildete Sperrklinke für jede Schaltposition der Verstellwelle (17).
12. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Sperrklinke (25) oder die Sperrklinken an der Schwinge (23) oder Schleife (36) angebracht ist oder sind und die zugehörige Verzahnung an der Verstellwelle (17) oder an einem mit dieser drehfest verbundenen Bauteil (26, 37) vorgesehen ist.
13. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Sperrklinke (25) oder die Sperrklinken an der Verstellwelle (17) oder an einem mit dieser drehfest verbundenen Bauteil (37, 26) angebracht ist oder sind und die zugehörige Verzahnung in Form von Ausnehmungen (41, 42) an der Schwinge (23) oder Schleife (36) vorgesehen ist.
14. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 8 bis 13, gekennzeichnet durch Drehgelenke (24) zur Führung der Sperrklinken (25).
15. Verstellvorrichtung nach den Ansprüchen 8 bis 13, gekennzeichnet durch Schubgelenke (38, 39) zur Führung der als Stifte, insbesondere Zylinderstifte (40) ausgebildeten Sperrklinken.
16. Verstellvorrichtung nach den voranstehenden Ansprüchen, gekennzeichnet durch einen vom Motormanagement ansteuerbaren elektrischen Hubmagneten (33) zur Aktivierung der jeweils zu schaltenden Sperrklinke.
17. Verstellvorrichtung nach den voranstehenden Ansprüchen, gekennzeichnet durch fünf bis sieben schaltbare Winkelpositionen der Verstellwelle (17), die jeweils im Abstand des Verstellwinkels zueinander angeordnet sind und das gesamte Ventilhubspektrum vom Nullhub des Ventils (7) bis zum Vollhub abdecken.
18. Verstellvorrichtung nach den voranstehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass auf einer Verstellwelle (17) verschieden geformte Kurvenscheiben (16) angebracht sind, die bei einer einzigen Verstelldrehung der Verstellwelle (17) unterschiedliche Ventilsteuerbewegungen der ihnen zugeordneten Ventile (7) bewirken.
19. Verstellvorrichtung nach den voranstehenden Ansprüchen, gekennzeichnet durch Kurvenscheiben (16), die im Bereich der Eingriffspunkte der geschalteten Positionen als zur Achse der Verstellwelle (17) konzentrische Kreisbögen geformt sind.
EP06706717A 2005-03-04 2006-02-07 Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung Expired - Lifetime EP1853796B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102005010484A DE102005010484B3 (de) 2005-03-04 2005-03-04 Verstellvorrichtung für variable Ventilsteuerung
PCT/EP2006/001073 WO2006094589A1 (de) 2005-03-04 2006-02-07 Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1853796A1 true EP1853796A1 (de) 2007-11-14
EP1853796B1 EP1853796B1 (de) 2009-08-05

Family

ID=36540162

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP06706717A Expired - Lifetime EP1853796B1 (de) 2005-03-04 2006-02-07 Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung

Country Status (6)

Country Link
US (1) US8225756B2 (de)
EP (1) EP1853796B1 (de)
AT (1) ATE438789T1 (de)
DE (2) DE102005010484B3 (de)
ES (1) ES2330253T3 (de)
WO (1) WO2006094589A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108661737A (zh) * 2017-03-27 2018-10-16 马勒国际有限公司 用于内燃机的气门驱动器

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102010048709B4 (de) * 2010-10-19 2013-01-03 Kolbenschmidt Pierburg Innovations Gmbh Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb sowie mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung
US9133735B2 (en) 2013-03-15 2015-09-15 Kohler Co. Variable valve timing apparatus and internal combustion engine incorporating the same
JP6298241B2 (ja) * 2013-03-27 2018-03-20 三菱自動車工業株式会社 カム構造
JP5978235B2 (ja) * 2014-01-28 2016-08-24 京セラドキュメントソリューションズ株式会社 定着装置及び画像形成装置
DE102015214115A1 (de) * 2015-07-27 2017-02-02 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Hubvariabler Ventiltrieb für eine Brennkraftmaschine
DE102017205155A1 (de) 2017-03-27 2018-09-27 Mahle International Gmbh Ventiltrieb für eine Brennkraftmaschine

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3204841A1 (de) 1982-02-11 1983-08-18 Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg Hubkolben-brennkraftmaschine mit einer vorrichtung zur winkelverstellung der nockenwellen relativ zueinander
GB2224094A (en) 1988-10-20 1990-04-25 Ford Motor Co Phase change mechanism
GB2229248A (en) 1989-03-15 1990-09-19 Ford Motor Co Phase change mechanism
DE4135257C2 (de) * 1991-10-25 1998-09-03 Peter Prof Dr Ing Kuhn Vorrichtung zur Betätigung der Ventile in Verbrennungsmotoren mittels umlaufender Nocken
ES1040073Y (es) * 1998-04-23 1999-07-16 Martinez Jose Benlloch Dispositivo perfeccionado para el accionamiento en las valvulas de distribucion variable para motores de combustion interna.
DE10120449A1 (de) * 2001-04-26 2002-10-31 Ina Schaeffler Kg Elektromotorisch verdrehbare Welle
DE10120451A1 (de) * 2001-04-26 2002-10-31 Ina Schaeffler Kg Elektromotorisch verdrehbare Welle
DE10123186A1 (de) 2001-05-12 2002-11-14 Bayerische Motoren Werke Ag Ventiltrieb-Vorrichtung zur variablen Hubverstellung eines Gaswechselventils einer Brennkraftmaschine
US6694934B1 (en) * 2002-11-22 2004-02-24 Eaton Corporation Variable valve actuator for internal combustion engine
DE10312961C5 (de) 2003-03-24 2009-01-29 Thyssenkrupp Presta Teccenter Ag Vorrichtung zur variablen Betätigung der Gaswechselventile von Verbrennungsmotoren
DE20317382U1 (de) * 2003-03-24 2004-01-15 Thyssenkrupp Automotive Ag Vorrichtung zur variablen Betätigung der Gaswechselventile von Verbrennungsmotoren
DE20317384U1 (de) * 2003-09-30 2004-01-22 Thyssenkrupp Automotive Ag Vorrichtung zum Betätigen von Gaswechselventilen für Verbrennungsmotoren

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2006094589A1 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108661737A (zh) * 2017-03-27 2018-10-16 马勒国际有限公司 用于内燃机的气门驱动器

Also Published As

Publication number Publication date
DE102005010484B3 (de) 2006-10-26
DE502006004444D1 (de) 2009-09-17
ATE438789T1 (de) 2009-08-15
EP1853796B1 (de) 2009-08-05
US8225756B2 (en) 2012-07-24
WO2006094589A1 (de) 2006-09-14
US20090194048A1 (en) 2009-08-06
ES2330253T3 (es) 2009-12-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0254058B1 (de) Nockenwelle zum Steuern der Gasein- und Auslassventile von Verbrennungsmotoren
DE3830382C1 (de)
EP1047874A1 (de) Elektrische maschine mit getriebe
DE4116169A1 (de) Vorrichtung zur verstellung der drehwinkelzuordnung einer nockenwelle zu ihrem antriebselement
WO2005061861A1 (de) Verstellvorrichtung für eine nockenwelle einer brennkraftmaschine
DE68925342T2 (de) Ventilantriebsvorrichtung für Brennkraftmaschine
DE102004047721A1 (de) Variabler Ventilmechanismus für Motoren
DE10312961C5 (de) Vorrichtung zur variablen Betätigung der Gaswechselventile von Verbrennungsmotoren
EP2118454A1 (de) Ventiltrieb eines hubkolben-verbrennungsmotors
DE4302561C2 (de) Verstellbare Ventilsteuerung für einen Verbrennungsmotor mit zwei Nockenwellen
EP1853796B1 (de) Verstellvorrichtung für variable ventilsteuerung
DE102008039009A1 (de) Nockenwellenversteller
DE19821228A1 (de) Ventilsteuervorrichtung für einen Verbrennungsmotor
EP2616644B1 (de) Vorrichtung zur phasenverschiebung des drehwinkels eines antriebsrades zu einem abtriebsrad
DE2343804C2 (de) Zahnradgetriebe für ein zyklisch variables Übersetzungsverhältnis
DE4135257A1 (de) Vorrichtung zur betaetigung der ventile in verbrennungsmotoren mittels umlaufender nocken
DE1650731C3 (de) Klinkenschaltwerk für die Programmsteuerung von Waschmaschinen
DE102020107342B4 (de) Exzenterwellen-drehzahlwechselmechanismus
DE102004062038B4 (de) Vorrichtung zur Veränderung der Steuerzeiten einer Brennkraftmaschine
EP0807206A1 (de) Brennkraftmaschine
EP2617954B1 (de) Koppeleinrichtung zur Herstellung einer Wirkverbindung zwischen einer Nockenwelle und einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, Verfahren zum Betreiben der Koppeleinrichtung sowie Ventiltrieb einer Brennkraftmaschine
DE102011014744B4 (de) Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb sowie mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung
DE19504132C2 (de) Stelleinrichtung für ein Koppelgetriebe
EP1588029B1 (de) Vorrichtung zur betätigung der ladungswechselventile in hubkolbenmotoren
EP1128029A2 (de) Variable Ventilsteuerung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20070710

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: KUHN, PETER

Inventor name: SCHOEN, HELMUT

Inventor name: KOEHNE, GORDON

Inventor name: HOECKER, PATRIC

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: KUHN, PETER

Inventor name: KOEHNE, GORDON

Inventor name: SCHOEN, HELMUT

Inventor name: HOECKER, PATRIC

17Q First examination report despatched

Effective date: 20071228

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: THYSSENKRUPP PRESTA TECCENTER AG

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: HOECKER, PATRIC

Inventor name: KUHN, PETER

Inventor name: SCHOEN, HELMUT

Inventor name: KOEHNE, GORDON

DAX Request for extension of the european patent (deleted)
GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

REF Corresponds to:

Ref document number: 502006004444

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20090917

Kind code of ref document: P

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2330253

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

LTIE Lt: invalidation of european patent or patent extension

Effective date: 20090805

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: IS

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20091205

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

NLV1 Nl: lapsed or annulled due to failure to fulfill the requirements of art. 29p and 29m of the patents act
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: PL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: SI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: LV

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FD4D

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BG

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20091105

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20091205

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: EE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: RO

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

Ref country code: IE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20100507

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PCOW

Free format text: THYSSENKRUPP PRESTA TECCENTER AG;WIRTSCHAFTSPARK 37;9492 ESCHEN (LI)

BERE Be: lapsed

Owner name: THYSSENKRUPP PRESTA TECCENTER AG

Effective date: 20100228

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20091106

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20100228

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20100301

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20100228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20100228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CY

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: HU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20100206

Ref country code: LU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20100207

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: TR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20090805

REG Reference to a national code

Ref country code: AT

Ref legal event code: MM01

Ref document number: 438789

Country of ref document: AT

Kind code of ref document: T

Effective date: 20110207

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20110207

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 11

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CZ

Payment date: 20160205

Year of fee payment: 11

Ref country code: ES

Payment date: 20160210

Year of fee payment: 11

Ref country code: IT

Payment date: 20160223

Year of fee payment: 11

Ref country code: DE

Payment date: 20160218

Year of fee payment: 11

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 20160218

Year of fee payment: 11

Ref country code: GB

Payment date: 20160217

Year of fee payment: 11

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R119

Ref document number: 502006004444

Country of ref document: DE

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20170207

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CZ

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170207

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20171031

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170228

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170901

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170207

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170207

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20180629

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20170208