EP2638257A1 - Getriebeeinrichtung und nockenwellenversteller mit einer solchen getriebeeinrichtung - Google Patents

Getriebeeinrichtung und nockenwellenversteller mit einer solchen getriebeeinrichtung

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EP2638257A1
EP2638257A1 EP11748924.5A EP11748924A EP2638257A1 EP 2638257 A1 EP2638257 A1 EP 2638257A1 EP 11748924 A EP11748924 A EP 11748924A EP 2638257 A1 EP2638257 A1 EP 2638257A1
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EP
European Patent Office
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stop
transmission device
drive unit
output unit
unit
Prior art date
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EP11748924.5A
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French (fr)
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EP2638257B1 (de
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Jens Schäfer
Mike Kohrs
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Publication date
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Publication of EP2638257A1 publication Critical patent/EP2638257A1/de
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Publication of EP2638257B1 publication Critical patent/EP2638257B1/de
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    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01L1/46—Component parts, details, or accessories, not provided for in preceding subgroups
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    • F01L1/3442—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 hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34453—Locking means between driving and driven members
    • F01L2001/34476—Restrict range locking means

Definitions

  • the invention relates to a transmission device, in particular for a motor vehicle.
  • the invention further relates to a camshaft adjuster with such a transmission device.
  • electro-mechanical camshaft adjustment systems are known from the prior art.
  • three-shaft transmissions are commonly used in which a first shaft of the transmission, usually the camshaft, is connected to a second shaft (camshaft sprocket) of an internal combustion engine.
  • the engine crankshaft is operatively connected to the camshaft via the camshaft sprocket.
  • the mechanism for connecting the crankshaft to the Nockenwellenkettenrad forms an actuator in a three-shaft transmission.
  • a third shaft, the adjusting shaft is connected to an actuator (often an electrical adjustment motor).
  • the adjusting shaft serves to adjust the relative angular position between the camshaft and crankshaft during operation of the internal combustion engine.
  • three-shaft transmissions are swashplate transmissions and internal eccentric transmissions, which are described in WO 2006/018080. These also include the shaft gears known from WO 2005/080757 and the transmissions contained in US 2007/0051332 A1 and US 2003/0226534 A1.
  • actuators in such three-shaft systems are often electric motors for adjusting the adjusting used.
  • electrical, mechanical or hydraulic brakes or rotationally or linearly acting electromagnets, or solenoid valves in the case of hydraulic adjustment systems in order to enable phase adjustment.
  • the camshaft phaser comprises a sprocket which is operatively connected to a crankshaft via a chain.
  • the sprocket thus represents a drive wheel, by means of which a camshaft, which is the output shaft, is driven.
  • a stop disc is arranged rotatably.
  • the stop disc has a cutout defining a limit of the adjustment.
  • the section has angularly spaced apart an early stop and a late stop.
  • a stop lug is provided, which is arranged such that the sprocket and the stop plate between the stops can be rotated relative to each other.
  • the camshaft can be rotated via an actuating shaft within an adjustment range, which is defined by the distance or the angle between the stop lug and one of the stops.
  • the control shaft is driven by an electric motor. During this time, the sprocket and thus the crankshaft seem to stand still.
  • a disadvantage of this design is that the stop elements, ie the cutout and the stop lug must be sufficiently dimensioned to withstand the load when reaching the angle limit in normal operation and collision-like states in consequence control errors.
  • the stop elements which are axially offset from the actuator, therefore, a certain axial space is required. This leads to an increase in the weight of the transmission device.
  • more parts and / or more work steps are required in the production of the transmission device.
  • a drive unit and a driven unit of the transmission device must be made smaller, which entails disadvantages in terms of functions and life of the transmission device.
  • the invention has for its object to arrange the stop elements of a transmission device without function restriction such that the space required for the transmission device axial space is reduced.
  • a transmission device in particular for a motor vehicle, comprising a drive unit, an output unit and an adjusting unit via which a phase position of the Ab- drive unit relative to the drive unit is variable, wherein a sliding bearing between an inner circumferential surface of the drive unit and an outer circumferential surface the output unit is formed, so that the drive unit is rotatably mounted on the output unit and wherein the inner lateral surface of the drive unit and the outer surface of the output unit are designed to form stop elements for limiting the angle when changing the phase position segmented and engage in a form-fitting manner.
  • the object is further achieved according to the invention by a camshaft lenversteller with such a transmission device.
  • the advantages and preferred embodiments listed below with regard to the transmission device are to be transferred analogously to the camshaft adjuster.
  • the output unit is rotated via the adjusting unit relative to the drive unit.
  • the drive unit is usually rotatably mounted on one of the camshaft near continuation of the output unit.
  • the area of the bearing between the drive unit and the output unit is designed as a sliding bearing, wherein an outer lateral surface of the output unit slides on an inner lateral surface of the drive unit. These lateral surfaces are smooth in the prior art round and have only minor interruptions, for example, to supply the sliding bearing with lubricating oil.
  • the invention is based on the idea to use the area of the slide bearing for accommodating the stop elements, whereby the axial space for the adjustment is shortened.
  • the slide bearing must be sufficiently stable in terms of its dimensions according to the external load, therefore, a large bearing width in the axial direction is desirable.
  • the generous dimensioning of the slide bearing therefore offers the possibility of forming the stop elements on the lateral surfaces between which the slide bearing takes place, with the remaining lateral surface remaining sufficiently large in accordance with the bearing capacity of the bearing.
  • the drive unit comprises a drive ring gear and the inner circumferential surface is that of the ring gear.
  • a sprocket of the drive unit is firmly connected to a drive ring gear, for example via a welded or screwed connection.
  • the outer circumferential surface of the output unit, which slides on the inner circumferential surface of the drive ring gear, in particular by an output ring is formed, which is also a ring gear and is indirectly connected to the camshaft.
  • at least one pocket is formed on one of the lateral surface and a radially projecting stop lug is formed on the other lateral surface.
  • three such pockets are provided on one of the lateral surfaces and on the other lateral surface are correspondingly formed three stop lugs.
  • stop lugs may alternatively be provided, for example, pins that reach into the pockets. Due to the multiple design of the stop elements, ie the pockets and the stop lugs, the force to which they are subjected during the stop is divided proportionally. Thus, each of the stop elements can be made relatively small and still the outer load is sufficiently stable.
  • the pockets cover an angular range of about 40 ° to 70 °, in particular of 60 °.
  • the width of the stop lugs viewed in the circumferential direction is about 3 to 4 times smaller than the width of the pockets.
  • the stop elements can extend continuously over the entire axial width of the sliding bearing. With regard to a particularly viable structure of the drive and output unit, however, the stop elements extend in the axial direction preferably over a part of the sliding bearing, so that sufficient space for the slide bearing is present. Alternatively, the pockets may extend throughout the entire width of the journal bearing while the stopper tabs are axial, e.g. only half as wide as the bags.
  • a solid lubricant is provided in the region of the sliding bearing.
  • the slide bearing is solid lubricated over the transmission life in order to avoid possible restrictions in the adjustment speed by jammed lubricating oil.
  • solid lubricants such as grease or graphite are introduced into a porous surface in the area of the lateral surfaces, which porous surface is usual with sintered metals.
  • means for forming a stop damping for the stop elements are provided.
  • the stop damping is eg mechanical or hydraulic.
  • the stop damping is a hydraulic stop damping with a hydraulic damping means.
  • the hydraulic damping means is in particular a lubricating oil, which is used for lubricating the sliding lateral surfaces in the region of the slide bearing.
  • the oil transported to the sliding bearing for lubrication by centrifugal force or special oil ducts collects in the pockets and is jammed and compressed between the stop lugs and the respective stop surface at a certain angle, which defines a brake window.
  • the side surfaces of the pockets are largely closed or tapered depending on the angle to the stop.
  • the oil drain is throttled down and compressed to the outflow through leakage gaps. It forms an oil pad, which catches the stop lug softly in the attack.
  • the adjustment speed is strongly braked before the actual mechanical stop, so that the load of the stop elements is minimized by the damping.
  • a transmission device comprising a drive unit and an output unit which are rotatable relative to each other, wherein a pocket and a stop lug are provided as stop elements for limiting the angle when changing a phase position to each other, which are assigned to the two units, wherein in the vicinity of a stop surface the pocket is provided with a radial relief bore and the relief bore is open to a hydraulic damping means of hydraulic stop damping when a stop lug abutting radially recessed region is positioned over the relief bore.
  • the stop lugs on the drive unit and the pockets on the output unit this means that the discharge hole behind a web, which forms the stop surface of the pocket is arranged.
  • the relief bore extends radially over the entire width of the output unit. The relief bore is provided for allowing the hydraulic damping means of the rebound damping to flow out of the pocket during the brake window so that the stop lug comes into direct contact with the abutment surface.
  • the stop lug protrudes radially inward and laterally of the stop lug, the region of the drive unit is formed with an enlarged radial depth, so that in this area, a gap between the drive and the output unit is formed when the stop lug rests on the stop surface.
  • the hydraulic damping means which is eg a lubricating oil, can be removed from the pocket.
  • the hydraulic damping means can flow out of the bag, u.a. from the arrangement of the relief hole with respect to the radially recessed area.
  • the radially recessed area expediently reaches the relief bore if an angle of approximately 3 ° to 5 ° is set between the stop surface in the vicinity of the relief bore and a side of the stop nose facing the stop surface.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a transmission device
  • Fig. 2 is an enlargement of a sliding bearing of the transmission device according to FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a plain bearing with integrated stop elements according to a first embodiment
  • Fig. 4 is a plain bearing with integrated stop elements according to a second
  • FIG. 5 is a perspective view of a drive wheel formed on an inner circumferential surface pockets
  • FIG. 8 - 1 an enlargement of the detail I of FIG. 6 in four different angular positions.
  • Like reference numerals have the same meaning in the various figures.
  • a camshaft adjuster 1 is shown, in which a transmission device 2 is installed according to the principle of the 3-shaft transmission.
  • the transmission device 2 comprises a drive unit 4, which is a sprocket 6, which is a drive wheel, and a drive ring gear 8 includes, which are firmly connected to each other and thus form a functional unit.
  • the output device 12 has an output disk 14 and an output ring 16, which is likewise a ring gear and is fixedly connected to the camshaft 10 via the output disk 14.
  • the drive unit 4 and the output unit 12 together form a gear 18, which is adjusted via an actuator, in the illustrated embodiment, an electric adjusting motor 20 of an adjustment unit 22.
  • the adjustment unit 22 is part of the transmission device 2, so the 3-shaft transmission.
  • the adjusting unit 22 is driven by an adjusting shaft 24 from the adjusting motor 20.
  • the adjusting motor 20 is fixedly mounted on a cylinder head 26 in the embodiment shown.
  • the output unit 12 is rotated to change the phase position relative to the drive unit 4 at a fixed drive unit 4, so that the relative angle between the drive unit 4 and the output unit 12 is adjusted.
  • the output ring 16 slides on the drive ring gear 8, so that in this area a slide ring is formed, which is indicated in the enlargement of FIG. 2 by the reference numeral 28.
  • the sliding ring 28 is formed between an inner circumferential surface 30 of the drive unit 4 and an outer circumferential surface 32 of the output unit 12.
  • a lubricant is provided between the two lateral surfaces 30, 32, in particular an oil, wherein there is sufficient sliding bearing play in the axial and radial directions.
  • the embodiment of the sliding bearing 28 according to FIG. 4 differs from that shown in FIG. 3 only in that the stop lugs 36 on the drive side and the pockets 34 are formed on the output side.
  • the stop elements 34, 36, the sliding bearing 28 is located radially further out than the attachment points.
  • the pockets 34 and stop tabs 36 may extend throughout the entire axial width of the slide bearing 28. As can be seen from FIG. 5, however, the pockets 34 can represent partial recesses on the inner circumferential surface 30 of the drive unit 4.
  • the pocket 34 in FIG. 5 is delimited in the circumferential direction by a remaining bearing web 40 whose surface facing the pocket 34 forms the abutment surface 38.
  • a hydraulic stop damping is additionally provided, in which a lubricating oil for the slide bearing 28 forms a lubricant oil between the stop lug 36 and the stop surface 38.
  • the lubricating oil flows through the gaps in the region of the thrust bearing between the side surfaces of the output ring 16 and the drive piston 8 and between the side surfaces of the output ring 16 and the sprocket 6, which is indicated in Fig. 8 by arrows.
  • a web 48 is formed, which sweeps over an angle range between 3 ° and 5 °.
  • the region 46 of the inner lateral surface 30 adjoining the stop lug 36 has an enlarged radial depth than the inner lateral surface 30 on the side of the stop lug 36 facing away from the relief bore 44 or in the region of the sliding bearing 28.
  • the relief bore 44 is fluidically connected to the pocket 34 so that the lubricating oil can be expressed when an angle between 3 ° and between the stop face 38 and a stop face 38 facing side of the stop lug 36 5 ° is set.
  • an axial flow control of the damping means would be possible, in particular by axial recesses in the side surfaces or by axial bores.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)

Abstract

Eine Getriebeeinrichtung (2), insbesondere für ein Kraftfahrzeug, umfasst eine Antriebseinheit (4), eine Abtriebseinheit (12) sowie eine Verstelleinheit (2) über welche eine Phasenlage der Abtriebseinheit (12) relativ zur Antriebseinheit (4) veränderbar ist. Ein Gleitlager (28) ist zwischen einer inneren Mantelfläche (30) der Antriebseinheit (4) und einer äußeren Mantelfläche (32) der Abtriebseinheit (12) gebildet, so dass die Antriebseinheit (12) auf der Abtriebseinheit (4) drehbar gelagert ist. Der axiale Bauraum für die Verstelleinheit (2) wird reduziert, indem die Mantelflächen (30, 32) zur Ausbildung von Anschlagelementen (34, 36) zur Winkelbegrenzung beim Verändern der Phasenlage segmentiert ausgestaltet sind und formschlüssig ineinander greifen.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Getriebeeinrichtung und Nockenwellenversteller mit einer solchen
Getriebeeinrichtung
Beschreibung
Gebiet der Erfindung Die Erfindung betrifft eine Getriebeeinrichtung, insbesondere für ein Kraftfahrzeug. Die Erfindung betrifft weiterhin einen Nockenwellenversteller mit einer solchen Getriebeeinrichtung.
Hintergrund der Erfindung
Zur Verstellung einer Nockenwelle sind aus dem Stand der Technik u.a. elekt- romechanische Nockenwellenverstellsysteme bekannt. Bei elektromechani- schen Nockenwellenverstellsystemen werden üblicherweise Dreiwellengetriebe verwendet, bei denen eine erste Welle des Getriebes, gewöhnlich die Nocken- welle, mit einer zweiten Welle (Nockenwellenkettenrad) eines Verbrennungsmotors verbunden ist. Die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors ist mit der Nockenwelle antriebswirksam über das Nockenwellenkettenrad wirksam verbunden. Die Mechanik zum Verbinden der Kurbelwelle mit dem Nockenwellenkettenrad bildet bei einem Dreiwellengetriebe ein Stellglied. Eine dritte Welle, die Verstellwelle, ist mit einem Aktuator (häufig einem elektrischen Versteilmotor) verbunden. Die Verstellwelle dient der Verstellung der relativen Winkellage zwischen Nockenwelle und Kurbelwelle im Betrieb des Verbrennungsmotors. Beispiele für derartige Dreiwellengetriebe sind Taumelscheibengetriebe und Innenexzentergetriebe, welche in der WO 2006/018080 beschrieben sind. Hier- zu gehören auch die aus der WO 2005/080757 bekannten Wellengetriebe und die in der US 2007/0051332 A1 und US 2003/0226534 A1 enthaltenen Getriebe. Als Aktuatoren in solchen Dreiwellensystemen kommen häufig Elektromotoren zur Verstellung der Verstellwelle zum Einsatz. Es ist aber ebenso möglich, e- lektrische, mechanische oder hydraulische Bremsen oder rotatorisch oder linear wirkende Elektromagnete, oder Magnetventile (bei hydraulischen Verstellsys- temen) zu verwenden, um die Phasenverstellung zu ermöglichen.
Aus der WO 2010/020508 ist ein Nockenwellenversteller mit einem Dreiwellengetriebe zu entnehmen. Der Nockenwellenversteller umfasst ein Kettenrad, welches über eine Kette in Wirkverbindung mit einer Kurbelwelle steht. Im Normalbetrieb eines Verbrennungsmotors treibt die Kurbelwelle über die Steuerkette das Kettenrad mit halber Kurbelwellendrehzahl an. Das Kettenrad stellt somit ein Antriebsrad dar, mit dessen Hilfe eine Nockenwelle, welche die Abtriebswelle ist, angetrieben wird. An der Nockenwelle ist axial zum Kettenrad versetzt eine Anschlagscheibe drehfest angeordnet. Die Anschlagscheibe weist einen Ausschnitt auf, der eine Begrenzung des Verstellbereichs definiert. Der Ausschnitt besitzt winkelförmig voneinander beabstandet einen Frühanschlag und einen Spätanschlag. Am Kettenrad ist eine Anschlagnase vorgesehen, die derart angeordnet ist, dass das Kettenrad und die Anschlagscheibe zwischen den Anschlägen relativ zueinander verdreht werden können. Die Nockenwelle kann über eine Stellwelle innerhalb eines Verstellbereiches, der durch den Abstand bzw. den Winkel zwischen der Anschlagnase und einem der Anschläge definiert ist, verdreht werden. Dazu wird die Stellwelle von einem Elektromotor angetrieben. Während dieser Zeit stehen das Kettenrad und damit auch die Kurbelwelle scheinbar still.
Nachteilig bei dieser Ausführung ist, dass die Anschlagelemente, d.h. der Ausschnitt und die Anschlagnase ausreichend dimensioniert sein müssen, um der Belastung bei Erreichen der Winkelbegrenzung im Normalbetrieb sowie bei kollisionsartigen Zuständen in Folge Steuerungsfehlern standzuhalten. Für die Anschlagelemente, die axial versetzt zum Stellglied sind, ist deshalb ein gewisser axialer Bauraum erforderlich. Dies führt zu einer Zunahme des Gewichts der Getriebeeinrichtung. Ferner werden unter Umständen mehr Teile und/oder mehr Arbeitsschritte bei der Herstellung der Getriebeeinrichtung benötigt. Je nach Anwendung steht häufig nur ein definierter Bauraum für das Verstellgetriebe der Getriebeeinrichtung zur Verfügung. Um die Anschlagelemente mit einer ausreichenden Größe auszubilden und diese im Bauraum des Verstellgetriebes unterzubringen, müssen dann eine Antriebseinheit und eine Abtriebs- einheit der Getriebeeinrichtung kleiner ausgeführt werden, was Nachteile in Bezug auf die Funktionen und die Lebensdauer der Getriebeeinrichtung nach sich zieht.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Anschlagelemente einer Getriebeeinrichtung ohne Funktionseinschränkung derart anzuordnen, dass der für die Getriebeeinrichtung benötigte axiale Bauraum reduziert ist. Lösung der Aufgabe
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch eine Getriebeeinrichtung, insbesondere für ein Kraftfahrzeug, umfassend eine Antriebseinheit, eine Abtriebseinheit sowie eine Verstelleinheit über welche eine Phasenlage der Ab- triebseinheit relativ zur Antriebseinheit veränderbar ist, wobei ein Gleitlager zwischen einer inneren Mantelfläche der Antriebseinheit und einer äußeren Mantelfläche der Abtriebseinheit gebildet ist, so dass die Antriebseinheit auf der Abtriebseinheit drehbar gelagert ist und wobei die innere Mantelfläche der Antriebseinheit und die äußere Mantelfläche der Abtriebseinheit zur Ausbildung von Anschlagelementen zur Winkelbegrenzung beim Verändern der Phasenlage segmentiert ausgestaltet sind und formschlüssig ineinander greifen.
Die Aufgabe wird weiterhin erfindungsgemäß gelöst durch einen Nockenwel- lenversteller mit einer solchen Getriebeeinrichtung. Die in Bezug auf die Getrie- beeinrichtung nachstehend aufgeführten Vorteile und bevorzugten Ausgestaltungen sind sinngemäß auf den Nockenwellenversteller zu übertragen. Zur Veränderung der Phasenlage wird die Abtriebseinheit über die Verstelleinheit relativ zur Antriebseinheit verdreht. Um diese relative Drehbewegung zu ermöglichen, ist die Antriebseinheit in der Regel auf einer der Nockenwelle nahe Fortsetzung der Abtriebseinheit drehbar gelagert. Wegen der geringen Her- Stellungskosten ist der Bereich der Lagerung zwischen der Antrieb- und der Abtriebseinheit als Gleitlager ausgeführt, wobei eine äußere Mantelfläche der Abtriebseinheit auf eine innere Mantelfläche der Antriebseinheit gleitet. Diese Mantelflächen sind im Stand der Technik glattflächig rund und weisen nur geringfügige Unterbrechungen auf, z.B. zur Versorgung des Gleitlagers mit Schmieröl.
Die Erfindung basiert auf der Idee den Bereich der Gleitlagerung zur Unterbringung der Anschlagelemente zu nutzen, wodurch der axiale Bauraum für die Verstelleinheit verkürzt wird. Die Gleitlagerung muss bezüglich ihrer Abmes- sung entsprechend der äußeren Last ausreichend tragfähig sein, daher ist eine große Lagerbreite in Axialrichtung anzustreben. Die großzügige Dimensionierung der Gleitlagerung bietet somit die Möglichkeit, an den Mantelflächen, zwischen denen die Gleitlagerung stattfindet, die Anschlagelemente auszubilden, wobei die verbleibende Mantelfläche entsprechend der Tragfähigkeit des La- gers ausreichend groß bleibt.
Bevorzugt umfasst die Antriebseinheit ein Antriebshohlrad und die innere Mantelfläche ist die des Hohlrads. Im Falle eines Nockenwellenverstellers ist ein Kettenrad der Antriebseinheit mit einem Antriebshohlrad fest verbunden, z.B. über eine Schweiß- oder Schraubverbindung. Die äußere Mantelfläche der Abtriebseinheit, die an die innere Mantelfläche des Antriebshohlrads gleitet, ist insbesondere durch einen Abtriebsring ausgebildet, der ebenfalls ein Hohlrad ist und mittelbar mit der Nockenwelle verbunden ist. Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung ist an einer der Mantelfläche mindestens eine Tasche und an der anderen Mantelfläche eine radial vorstehende Anschlagnase ausgebildet. Insbesondere sind an einer der Mantelflächen drei solche Taschen vorgesehen und an der anderen Mantelfläche sind entspre- chend drei Anschlagnasen ausgebildet. Anstelle von Anschlagnasen können alternativ z.B. Stifte vorgesehen sein, die in die Taschen greifen. Durch die mehrfache Ausführung der Anschlagelemente, d.h. der Taschen und der Anschlagnasen, wird die Kraft, der sie beim Anschlag ausgesetzt sind, proportio- nal aufgeteilt. Somit kann jedes der Anschlagelemente relativ klein ausgeführt werden und bleibt trotzdem der äußeren Last ausreichend tragfähig. Die Taschen überstreichen einen Winkelbereich von ca. 40° bis 70°, insbesondere von 60°. Die Breite der Anschlagnasen in Umfangsrichtung betrachtet ist ca. 3 bis 4 Mal kleiner als die Breite der Taschen.
Die Anschlagelemente können sich durchgängig über die gesamte axiale Breite des Gleitlagers erstrecken. Im Hinblick auf einen besonders tragfähigen Aufbau der Antriebs- und Abtriebseinheit erstrecken sich die Anschlagelemente in Axialrichtung jedoch bevorzugt über ein Teil des Gleitlagers, so dass ausreichend Platz für die Gleitlagerung vorhanden ist. Alternativ können die Taschen sich durchgängig über die gesamte Breite des Gleitlagers erstrecken, während die Anschlagnasen axial z.B. nur halb so breit sind wie die Taschen.
Gemäß einer bevorzugten Variante ist im Bereich des Gleitlagers ein Fest- Schmierstoff vorgesehen. Dadurch ist das Gleitlager über die Getriebelebensdauer feststoffgeschmiert, um mögliche Einschränkungen in der Verstellgeschwindigkeit durch gestautes Schmieröl zu vermeiden. Beispielsweise werden in eine poröse Oberfläche im Bereich der Mantelflächen, welche poröse Oberfläche bei Sintermetallen üblich ist, Festschmierstoffe wie Fett oder Graphit eingebracht.
Bei einer hohen Auftreffgeschwindigkeit der Anschlagnasen auf die Anschlagflächen der Taschen können hohe Lasten auftreten, die zu einer Beschädigung des Getriebemechanismus führen können. Um dies zu vermeiden, sind gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung Mittel zur Ausbildung einer Anschlagdämpfung für die Anschlagelemente vorgesehen. Die Anschlagdämpfung ist z.B. mechanisch oder hydraulisch. Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung ist die Anschlagdämpfung eine hydraulische Anschlagdämpfung mit einem hydraulischen Dämpfungsmittel. Das hydraulische Dämpfungsmittel ist insbesondere ein Schmieröl, das zum Schmieren der gleitenden Mantelflächen im Bereich der Gleitlagerung verwen- det wird. Das zur Schmierung durch die Fliehkraft oder durch spezielle Ölkanä- le zum Gleitlager beförderte Öl sammelt sich in den Taschen und wird ab einem bestimmten Winkel, der ein Bremsfenster definiert, zwischen den Anschlagnasen und der jeweiligen Anschlagfläche gestaut und komprimiert. Dazu sind die Seitenflächen der Taschen weitestgehend geschlossen bzw. abhängig vom Winkel bis zum Anschlag verjüngend ausgeführt. Somit wird der Ölabfluss immer weiter gedrosselt bzw. bis auf die Abströmung durch Leckagespalte ganz verdichtet. Es bildet sich ein Ölkissen aus, das die Anschlagnase im Anschlag weich auffängt. Die Verstellgeschwindigkeit wird vor dem eigentlichen mechanischen Anschlag stark heruntergebremst, so dass durch die Dämpfung die Belastung der Anschlagelemente minimiert ist. Im Gegensatz zu einem mechanisch angefederten Anschlag zur Reduzierung der Auftreffenergie ist der Vorteil der hydraulischen Anschlagdämpfung darin zu sehen, dass die Antriebseinheit und die Abtriebseinheit im Montagezustand ohne Öl mühelos zur Steuerzeiteneinstellung auf den Anschlag gedrückt und gehalten werden kön- nen, während bei einer Feder permanent gegen die Federkraft gedrückt werden muss. Wenn im Betrieb ein Sollwinkel innerhalb des Bremsfensters eingestellt ist, muss nicht zur Kompensation der Anschlagfeder permanent Energie in das System eingespeist werden. Bevorzugt ist eine Getriebeeinrichtung vorgesehen, umfassend eine Antriebseinheit und eine Abtriebseinheit, die relativ zueinander rotierbar sind, wobei eine Tasche und eine Anschlagnase als Anschlagelemente zur Winkelbegrenzung beim Verändern einer Phasenlage zueinander vorgesehen sind, die den beiden Einheiten zugeordnet sind, wobei in der Nähe einer Anschlagfläche der Tasche eine radiale Entlastungsbohrung vorgesehen ist und die Entlastungsbohrung offen für ein hydraulisches Dämpfungsmittel einer hydraulischen Anschlagdämpfung ist, wenn ein der Anschlagnase anliegender radial zurückversetzter Bereich über der Entlastungsbohrung positioniert ist. Wenn die An- triebseinheit und die Abtriebseinheit beispielsweise Teile eines Nockenwellen- verstellers sind, die Anschlagnasen an der Antriebseinheit und die Taschen an der Abtriebseinheit ausgebildet sind, bedeutet dies, dass die Entlastungsbohrung hinter einem Steg, der die Anschlagfläche der Tasche bildet, angeordnet ist. Die Entlastungsbohrung erstreckt sich radial über die gesamte Breite der Abtriebseinheit. Die Entlastungsbohrung ist dafür vorgesehen, dass das hydraulische Dämpfungsmittel der Anschlagdämpfung während des Bremsfensters aus der Tasche hinausfließen kann, so dass die Anschlagnase in direkten Kontakt mit der Anschlagfläche kommt. Die Anschlagnase ragt dabei radial nach innen und seitlich von der Anschlagnase ist der Bereich der Antriebseinheit mit einer vergrößerten radialen Tiefe ausgebildet, so dass in diesem Bereich ein Spalt zwischen der Antriebs- und der Abtriebseinheit entsteht, wenn die Anschlagnase auf der Anschlagfläche aufliegt. Durch die Kombination der Entlastungsbohrung in der Abtriebseinheit mit dem radial zurückversetztem Bereich an der Antriebseinheit kann das hydraulische Dämpfungsmittel, das z.B. ein Schmieröl ist, aus der Tasche abgeführt werden.
Ab welchem Zeitpunkt der Winkelverstellung der Abtriebseinheit gegenüber der Antriebseinheit das hydraulische Dämpfungsmittel aus der Tasche herausflie- ßen kann, hängt u.a. von der Anordnung der Entlastungsbohrung in Bezug auf den radial zurückversetzen Bereich ab. Je früher der radial zurückversetzte Bereich die Entlastungbohrung erreicht, umso früher beginnt der Prozess des Abführens des hydraulischen Dämpfungsmittels. Durch die Anordnung der Entlastungsbohrung, den Bohrungsdurchmesser und die entsprechende Größe des radial zurückversetzten Bereichs seitlich der Anschlagnase, kann somit die Dämpfwirkung der hydraulischen Anschlagdämpfung eingestellt werden. Zweckdienlicherweise erreicht der radial zurückversetzte Bereich die Entlastungsbohrung, wenn zwischen der Anschlagfläche in der Nähe der Entlastungsbohrung und einer der Anschlagfläche zugewandten Seite der Anschlag- nase ein Winkel von ca. 3° bis 5° eingestellt ist.
Das Abführen eines hydraulischen Dämpfungsmittels über die Entlastungsbohrung ist für sich gesehen eine eigenständige Erfindung, die unabhängig von der Integration der Anschlagelemente in die Gleitflächen zwischen der Antriebseinheit und der Abtriebseinheit ist. Die Einreichung einer Teilanmeldung auf diesen Aspekt bleibt somit vorbehalten. Kurze Beschreibung der Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird anhand einer Zeichnung näher erläutert. Hierin zeigen: Fig. 1 in einer Längsschnittdarstellung eine Getriebeeinrichtung,
Fig. 2 eine Vergrößerung eines Gleitlagers der Getriebeeinrichtung gemäß Fig.
1 ,
Fig. 3 in einer Querschnittdarstellung ein Gleitlager mit integrierten Anschlagelementen gemäß einer ersten Ausführung,
Fig. 4 ein Gleitlager mit integrierten Anschlagelementen gemäß einer zweiten
Ausführung in einer Querschnittdarstellung,
Fig. 5 in einer perspektivischen Darstellung ein Antriebsrad mit an einer inneren Mantelfläche ausgebildeten Taschen,
Fig. 6 -7 das Prinzip einer hydraulischen Anschlagdämpfung mit Entlas- tungsbohrungen zum Abführen eines hydraulischen Dämpfungsmittels in einer Querschnittdarstellung,
Fig. 8 - 1 eine Vergrößerung des Ausschnitts I gemäß Fig. 6 in vier verschiedenen Winkelstellungen. Gleiche Bezugszeichen haben in den verschiedenen Figuren die gleiche Bedeutung.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnung In der Längsschnittdarstellung gemäß Fig. 1 ist ein Nockenwellenversteller 1 gezeigt, in dem eine Getriebeeinrichtung 2 nach dem Prinzip des 3-Wellen- Getriebes eingebaut ist. Die Getriebeeinrichtung 2 umfasst eine Antriebseinheit 4, die ein Kettenrad 6, das ein Antriebsrad ist, sowie ein Antriebshohlrad 8 umfasst, die fest miteinander verbunden sind und somit eine funktionelle Einheit bilden. Die Getriebeeinrichtung 2 umfasst weiterhin eine einer Nockenwelle 10 zugeordnete Abtriebseinheit 12. Die Abtriebseinheit 12 weist eine Abtrieb- scheibe 14 sowie einen Abtriebsring 16 auf, der ebenfalls ein Hohlrad ist und über die Abtriebscheibe 14 fest mit der Nockenwelle 10 verbunden ist. Die Antriebseinheit 4 und die Abtriebseinheit 12 bilden gemeinsam ein Getriebe 18, das über einen Aktuator, im gezeigten Ausführungsbeispiel ein elektrischer Verstellmotor 20 einer Verstelleinheit 22, verstellt wird. Die Verstelleinheit 22 ist Bestandteil der Getriebeeinrichtung 2, also des 3-Wellen-Getriebes. Die Ver- Stelleinheit 22 ist über eine Verstellwelle 24 vom Verstellmotor 20 angetrieben. Der Verstellmotor 20 ist im gezeigten Ausführungsbeispiel fest an einem Zylinderkopf 26 montiert.
Über die Verstelleinheit 22 wird die Abtriebseinheit 12 zur Änderung der Pha- senlage gegenüber der Antriebseinheit 4 bei einer feststehenden Antriebseinheit 4 rotiert, so dass der relative Winkel zwischen der Antriebseinheit 4 und der Abtriebseinheit 12 verstellt wird. Bei dieser Verstellbewegung der Abtriebseinheit 12 gleitet der Abtriebsring 16 an das Antriebshohlrad 8, so dass in diesem Bereich ein Gleitring gebildet ist, der in der Vergrößerung gemäß Fig. 2 mit dem Bezugszeichen 28 angedeutet ist. Der Gleitring 28 ist zwischen einer inneren Mantelfläche 30 der Antriebseinheit 4 und einer äußeren Mantelfläche 32 der Abtriebseinheit 12 gebildet. Im Hinblick auf einen störungsfreien Betrieb des Gleitrings 28 ist zwischen den beiden Mantelflächen 30, 32 ein Schmiermittel vorgesehen, insbesondere ein Öl, wobei ausreichend Gleitlagerspiel in axia- le sowie radiale Richtung vorhanden ist.
Im Gleitlager 28 sind Anschlagelemente zur Winkelbegrenzung beim Verändern der Phasenlage der Abtriebseinheit 2 und der Antriebseinheit 4 zueinander integriert. Aus diesem Grund sind gemäß Fig. 3 im Antriebshohlrad 8 der Antriebseinheit 4 drei Taschen 34 ausgebildet, in welche Anschlagnasen 36 des Abtriebsrings 16 der Abtriebseinheit 12 hineingreifen. In Umfangsrichtung sind die Taschen 24 durch zwei Anschlagflächen 38 begrenzt. Jede der drei Taschen 34 überstreicht ein Winkelbereich von ca. 60°. Die Anschlagnasen 36 hingegen überstreichen einen Winkelbereich von ca. 10°, so dass ihre Breite viel geringer ist als die der Taschen 34. Das Gleitlager 38 ist gemäß Fig. 3 radial weiter innen als der Anschlag im Bereich der Anschlagflächen 38 ausgebildet.
Die Ausführungsvariante des Gleitlagers 28 gemäß Fig. 4 unterscheidet sich von der gemäß Fig. 3 lediglich dadurch, dass die Anschlagnasen 36 antriebs- seitig und die Taschen 34 abtriebsseitig ausgebildet sind. Durch diese Anordnung der Anschlagelemente 34, 36 befindet sich das Gleitlager 28 radial weiter außen als die Anschlagpunkte.
Die Taschen 34 und die Anschlagnasen 36 können sich durchgängig über die gesamte axiale Breite des Gleitlagers 28 erstrecken. Wie aus Fig. 5 ersichtlich, können die Taschen 34 jedoch partielle Ausnehmungen an der inneren Mantel- fläche 30 der Antriebseinheit 4 darstellen. Die Tasche 34 in Fig. 5 ist in Um- fangsrichtung durch einen verbleibenden Lagersteg 40 begrenzt, dessen der Tasche 34 zugewandten Fläche die Anschlagfläche 38 bildet.
Zum Abbremsen der Geschwindigkeit der Anschlagnasen 36 bei ihrem An- schlag auf die Anschlagfläche 38 ist zudem eine hydraulische Anschlagdämpfung vorgesehen, bei der ein Schmieröl für das Gleitlager 28 ein Schmierölkissen zwischen der Anschlagnase 36 und der Anschlagfläche 38 bildet. Im normalen Betriebsbereich, d.h. im Winkelbereich bevor das Bremsfenster erreicht, fließt das Schmieröl durch die Spalte im Bereich der Axiallager zwischen den Seitenflächen des Abtriebsrings 16 und des Antriebskolbens 8 bzw. zwischen den Seitenflächen des Abtriebsrings 16 und des Kettenrads 6, was in Fig. 8 durch Pfeile angedeutet ist.
Wenn sich die Anschlagnasen 36 auf die jeweilige Anschlagfläche 38 zu bewe- gen, die in Fig. 6 bis Fig. 11 rechts von der Anschlagnase ist, wird das Schmieröl, das die Rolle eines hydraulischen Dämpfungsmittel spielt, ab einem bestimmten Winkel, der ein Bremsfenster definiert, gestaut und komprimiert. Dies ist in der zweiten Vergrößerung des Ausschnitts I gemäß Fig. 9 gezeigt. Beim Eintritt ins Bremsfenster kann das Schmieröl nicht mehr abfließen, so dass es eingeschlossen und teilweise komprimiert wird und dadurch ein elastisches Ölpolster oder ein Ölkissen 42 entsteht. Wenn die Anschlagnase 36 sich weiter auf die Anschlagfläche 38 zu bewegt, öffnet nach einem Einfederweg eine Entlastungsbohrung 44. Zwischen der Anschlagfläche 38 und der Entlastungsbohrung 44 ist ein Steg 48 ausgebildet, der einen Winkelbereich zwischen 3° und 5° überstreicht. Der an die Anschlagnase 36 angrenzende Bereich 46 der inneren Mantelfläche 30 weist eine vergrößerte radiale Tiefe als die innere Mantelfläche 30 an der der Entlastungsbohrung 44 abgewandten Seite der Anschlagnase 36 oder im Bereich des Gleitlagers 28 auf. Wenn der radial zurückversetzte Bereich 46 über der Entlastungsbohrung 44 positioniert ist, wird das eingeschlossene Öl gedrosselt aus der Tasche 34 herausgedrückt. Diese Situation ist in Fig. 10 gezeigt.
In Fig. 7 und Fig. ist eine Endstellung„Spät" beim Verstellen der Abtriebseinheit 12 gegenüber der Antriebseinheit 4 gezeigt, bei der die Anschlagnase 36 an die Anschlagfläche 38 anliegt. In dieser Endstellung ist das Schmieröl komplett herausgedrückt. Sobald sich die Anschlagnase 36 weg von der An- schlagfläche 38 bewegt, lüftet sich die Tasche, so dass neues Schmieröl über die Fliehkraft eingebracht wird.
Bei der Anordnung gemäß Figuren 6 bis 11 wird die Entlastungsbohrung 44 strömungstechnisch mit der Tasche 34 verbunden, so dass das Schmieröl her- ausgedrückt werden kann, wenn zwischen der Anschlagfläche 38 und einer der Anschlagfläche 38 zugewandten Seite der Anschlagnase 36 ein Winkel zwischen 3° und 5° eingestellt ist. Analog wäre auch eine axiale Ablaufsteuerung des Dämpfungsmittels möglich, insbesondere durch axiale Ausnehmungen in den Seitenflächen bzw. durch Axialbohrungen.
Beim Verstellen der Abtriebseinheit 12 in Richtung„Früh" bildet sich anfänglich ebenfalls ein Ölkissen, das über hier nicht näher gezeigte Öffnungen axial abfließen kann, so dass auch in diesem Fall die Anschlagnase 36 den Anschlag- fläche 38 erreicht. Alternativ können auch in der Nähe des„Früh"-Anschlags radiale Entlastungsbohrungen 44 vorgesehen sein.
Die hydraulische Anschlagdämpfung beim Verstellen der relativen Winkellage zwischen einer Antriebseinheit und einer Abtriebseinheit ist gemäß Fig. 6 bis Fig. 11 für den Fall erläutert, in dem die Anschlagelemente 34, 36 zur Winkelbegrenzung der Antriebseinheit 4 und der Abtriebseinheit 12 zueinander im Gleitlager 28 integriert sind. Das oben beschriebene Prinzip der Anschlagdämpfung ist jedoch auf alle anderen Anordnungen übertragbar, bei denen die Winkelbegrenzung über einen mechanischen Anschlag erfolgt. Um die Funktionalität der hydraulischen Anschlagdämpfung zu gewährleisten, ist es somit nicht erforderlich, dass die Anschlagelemente 34,36 im Bereich einer Gleitlagerung und insbesondere im Bereich des Gleitlagers 28 zwischen der Antriebseinheit 4 und der Abtriebseinheit 12 angeordnet sind.
Liste der ßezugszahlen
1 Nockenwelienversteller
2 Getriebeeinrichtung
4 Antriebseinheit
6 Kettenrad
8 Antriebshohlrad
0 Nockenwelle
12 Abtriebseinheit
14 Abtriebsscheibe
16 Abtriebsring
18 Getriebe
20 Versteilmotor
22 Verstelleinheit
24 Verstellwelle
26 Zylinderkopf
28 Gleitlager
30 innere Mantelfläche
32 äußere Mantelfläche
34 Tasche
36 Anschlagnase
38 Anschlagfläche
40 Lagersteg
42 Schmierölkissen
44 Entlastungsbohrung
46 Bereich
48 Steg

Claims

Patentansprüche
1. Getriebeeinrichtung (2), insbesondere für ein Kraftfahrzeug, umfassend eine Antriebseinheit (4), eine Abtriebseinheit (12) sowie eine Verstellein- heit (2) über welche eine Phasenlage der Abtriebseinheit (12) relativ zur
Antriebseinheit (4) veränderbar ist, wobei ein Gleitlager (28) zwischen einer inneren Mantelfläche (30) der Antriebseinheit (4) und einer äußeren Mantelfläche (32) der Abtriebseinheit (12) gebildet ist, so dass die Antriebseinheit (12) auf der Abtriebseinheit (4) drehbar gelagert ist und wobei die Mantelflächen (30, 32) zur Ausbildung von Anschlagelementen (34,
36) zur Winkelbegrenzung beim Verändern der Phasenlage segmentiert ausgestaltet sind und formschlüssig ineinander greifen.
2. Getriebeeinrichtung (2) nach Anspruch 1 ,
wobei die Antriebseinheit (4) ein Antriebshohlrad umfasst und die innere
Mantelfläche (30) die des Hohlrads ist.
3. Getriebeeinrichtung (2) nach Anspruch 1 oder 2,
wobei an einer der Mantelflächen (30, 32) mindestens eine Tasche (34) und an der anderen Mantelfläche (30, 32) eine radial vorstehende Anschlagnase (36) ausgebildet ist.
4. Getriebeeinrichtung (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Anschlagelemente (34, 36) sich in Axialrichtung über ein Teil des Gleitlagers (28) erstrecken.
5. Getriebeeinrichtung (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei im Bereich des Gleitlagers (28) ein Festschmierstoff vorgesehen ist.
6. Getriebeeinrichtung (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei Mittel (42, 44, 48) zur Ausbildung einer Anschlagdämpfung für die Anschlagelemente (34, 36) vorgesehen sind. Getriebeeinrichtung (2) nach Anspruch 6,
wobei die Anschlagdämpfung eine hydraulische Anschlagdämpfung mit einem hydraulischen Dämpfungsmittel ist, insbesondere mit einem Schmieröl als hydraulisches Dämpfungsmittel.
Getriebeeinrichtung (2) insbesondere nach Anspruch 7,
umfassend eine Antriebseinheit (4) und eine Abtriebseinheit (12), die relativ zueinander rotierbar sind, wobei eine Tasche (34) und eine Anschlagnase (36) als Anschlagelemente zur Winkelbegrenzung beim Verändern einer Phasenlage zueinander vorgesehen sind, die den beiden Einheiten (4, 12) zugeordnet sind, wobei in der Nähe einer Anschlagfläche (38) der Tasche (34) eine radiale Entlastungsbohrung (44) vorgesehen ist und die Entlastungsbohrung (44) offen für ein hydraulisches Dämpfungsmittel einer hydraulischen Anschlagdämpfung ist, wenn ein der Anschlagnase (36) anliegender radial zurückversetzter Bereich (46) über der Entlastungsbohrung (44) positioniert ist.
Getriebeeinrichtung (2) nach Anspruch 8,
wobei der radial zurückversetzte Bereich (46) die Entlastungsbohrung (44) erreicht, wenn zwischen der Anschlagfläche (38) und einer der Anschlagfläche zugewandten Seite der Anschlagnase (36) ein Winkel von ca. 3° bis 5° eingestellt ist.
Nockenwellenversteller (1) mit einer Getriebeeinrichtung (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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