EP2689112A1 - Mechanisch steuerbarer ventiltrieb sowie mechanisch steuerbare ventiltriebanordnung - Google Patents

Mechanisch steuerbarer ventiltrieb sowie mechanisch steuerbare ventiltriebanordnung

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EP2689112A1
EP2689112A1 EP12701109.6A EP12701109A EP2689112A1 EP 2689112 A1 EP2689112 A1 EP 2689112A1 EP 12701109 A EP12701109 A EP 12701109A EP 2689112 A1 EP2689112 A1 EP 2689112A1
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EP
European Patent Office
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wheel member
controllable valve
mechanically controllable
adjusting shaft
valve drive
Prior art date
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EP12701109.6A
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English (en)
French (fr)
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EP2689112B1 (de
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Michael Breuer
Karsten Grimm
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Kolbenschmidt Pierburg Innovations GmbH
Original Assignee
Kolbenschmidt Pierburg Innovations GmbH
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Publication date
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Publication of EP2689112B1 publication Critical patent/EP2689112B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • 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
    • F01L13/0021—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 rocker arm ratio
    • F01L13/0026—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 rocker arm ratio by means of an eccentric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a mechanically controllable valve train with a gas exchange valve, which acts directly or indirectly on a transmission arrangement by means of a working contour, wherein the transmission assembly is movably mounted in the cylinder head by means of bearing means and wherein the transmission assembly is in operative connection with a Ventilhubversteli sushi and a camshaft, wherein the Ventilhubversteli worn has a rotatable adjusting shaft, such that different maximum strokes are adjustable. Furthermore, the invention relates to a mechanically controllable valve train arrangement with a plurality of gas exchange valves arranged in series, which are assigned to a number of cylinders.
  • Such a valve train and such a valve train arrangement are known for example from EP 638 706 AI.
  • an eccentric shaft rotatably mounted in a cylinder head is provided for controlling or regulating the valve lift, which acts on the transmission arrangement such that in a simple way valve strokes between 0 and maximum can be set.
  • the combustion process can be easily adapted to the respective operating state of the internal combustion engine.
  • DE 10 2004 003 324 AI known to provide in a valve train assembly adjusting members that can be adjusted independently of each other with the aim to put individual cylinders for certain operating conditions quiet.
  • EP 1 760 278 A2 a valve train is known, which has an eccentric, the different curves especially for the partial lift and the full stroke, has. A Nullhub- curve is also made possible by the adjustment.
  • valve trains / valve train arrangements have the disadvantage that an adjustment of the valve lift takes place via a translational and rotational movement of an intermediate lever of the transfer arrangement.
  • a very complicated leadership of insects must be used, combined with tight manufacturing and assembly tolerances. Overall, this results in an expensive and difficult to control overall construction of the transmission arrangement.
  • the object of the invention is therefore to provide a valve train or a valve train arrangement, the / o.g. Disadvantages avoids.
  • the transmission arrangement has a first and a second Radorgan, wherein the first Radorgan is in operative connection with the camshaft and the second Radorgan directly or indirectly the gas exchange valve acts, both Radorgane are rotatably mounted on the adjusting shaft and have a toothing such that the first and second wheel members are coupled to each other in such a manner that rotation of the adjusting shaft causes a phase shift between the first and second wheel members and that rotational fixation causes oscillating movement of the first and second wheel members.
  • a mechanical valve train is created, which is designed so that only a rotational movement is required to ensure a valve lift.
  • wear phenomena could be substantially minimized.
  • a particularly advantageous embodiment is provided in that the first wheel member is biased by a spring element with respect to the camshaft. This also makes it possible that the adjusting shaft can be driven in both directions. Also games can be compensated in the gearing.
  • a first, particularly advantageous embodiment of the invention is provided by the fact that the first and the second Radorgan are designed as mutually facing crown gears and the geared connection is made via at least one planetary gear, each planet gear is mounted on a rotatably connected to the adjusting shaft axis ,
  • This embodiment is designed as a crown gear planetary gear.
  • a second, particularly advantageous embodiment of the invention is characterized in that the first and the second wheel member are formed as internal gears, wherein the first wheel member has a different inner diameter with a different number of teeth than the second wheel member and that the adjusting shaft has an eccentric rotatable on the a first and a second spur gear are mounted, which are rotationally rigidly coupled to each other and which are respectively in engagement with the first and second Radorgan and thus establish the geared connection.
  • the first wheel member has a contact roller for the camshaft, so that the first wheel member is set by the continuously rotating camshaft in an oscillating rotation about the axis of the adjusting shaft.
  • the second wheel member can be designed in an advantageous manner such that it has the working contour.
  • the second Radorgan geared to a working contour having deflection member is connected, wherein the Auslenkorgan is rotatably and concentrically mounted on the camshaft. It is particularly advantageous assembly and production technology, when a drag lever is rotatably mounted on the adjusting shaft. In this way, a pre-testable, easy-to-install unit of transmission assembly and drag lever can be created.
  • each cylinder is associated with a mechanically controllable valve drive according to one of claims 1 to 10, wherein each gas exchange valve is assigned in each case a working contour which acts directly or indirectly on the gas exchange valve.
  • FIG. 1 is a sectional view of an inventive valve train arrangement; 2a and 3b show a first embodiment of a valve drive according to the invention in longitudinal and cross-section,
  • FIG. 3a and 3b a second embodiment of a valve gear according to the invention in the longitudinal and cross-section
  • FIG. 4a, 4b, 4c and 4d a third embodiment of a valve gear according to the invention in a longitudinal section and three cross sections.
  • FIG. 1 shows an embodiment of a valve drive arrangement 10 according to the invention with a plurality of gas exchange valves 12, 14, 16, 18, 20 and 22 arranged in series.
  • two inlet gas exchange valves are assigned to a cylinder of the internal combustion engine.
  • the mechanically controllable valve train arrangement 10 has three transmission arrangements 28, 30, 32 and 34, to which two gas exchange valves 12, 14; 16, 18; 20, 22 are assigned.
  • the transmission arrangements 28, 30 and 32 are mounted on an adjusting shaft 35 in the cylinder head by means of bearing means 36.
  • the bearing means 36 are shown in the present Figure 1 only as an example for the storage of the adjusting shaft 35.
  • each transmission arrangement comprises a first and a second wheel member 40, 42, wherein the first wheel member 40 is operatively connected via a contact roller 44 with a camshaft 46.
  • Both Radorgane 40, 42 are rotatably mounted on the adjusting shaft 35 and are connected to each other in such a manner that a rotation of the adjusting 35 causes a phase shift between the first and second Radorgan 40, 2 and that a rotational fixation in the same direction oscillating movement of the first and second wheel member 40, 42 causes.
  • the adjusting shaft 35 is drivable in the present embodiment by a drive member 48 in a known manner.
  • a drive member 48 a rotary drive is used, which can run both forward and backward.
  • the adjusting shaft 35 can thus be driven in such a way that, depending on the present position, the valve stroke corresponding to the next operating state is selected quickly and precisely. Even angles of rotation of> 360 ° can be realized.
  • FIG. 2a shows a longitudinal section of a first embodiment of a mechanically controllable valve drive.
  • a valve drive is shown, which acts on a gas exchange valve 12.
  • the adjusting shaft 35 is rotatably mounted in the cylinder head and can be rotated by the drive member 48 shown in Figure 1.
  • the first wheel member 40 is rotatably mounted.
  • the first wheel member 40 receives on a fixed axis 50, the freely rotatable Mixrolfe 44 for the camshaft 46.
  • the first wheel member 40 is formed as a crown wheel, whose teeth are directed to the second wheel member 42.
  • the first wheel member 40 meshes with a plurality, preferably three planetary gears 54, two of which are shown in the present embodiment and which are each mounted on an axis 56 rotatably connected to the adjusting shaft.
  • These Pfanetenizer 54 mesh over their teeth 58 in turn with the teeth 60 of the second wheel member 42 also formed as a crown wheel.
  • the second wheel member 42 has the working contour 62 which is operatively connected to a roller 64 of the finger lever 66 stands.
  • the operation of the first embodiment is now as follows: With rotationally fixed adjusting shaft 35 offset the continuously rotating Camshaft 46 via a cam 68, the first wheel member 40 in an oscillating about the adjusting shaft 35 movement. As a result, the planetary gears 54 also experience an oscillating movement, as a result of which a movement of the second wheel element 42 which oscillates in the opposite direction to the first wheel element 40 takes place. As a result, the gas exchange valve 12 is then opened on the working contour 62 and closed again in a known manner.
  • Figure 2b shows in cross section the first embodiment of the invention, in which the gas exchange valve 12 is shown in the closed state.
  • the first wheel member 40 Via a spring element 70, the first wheel member 40 is biased relative to the camshaft 46.
  • the ratio between the first wheel member 40 and the planetary gears 54 and between the planet gears 54 and the second wheel member 42 need not be identical. A translation deviating from the 1: 1 ratio may be advantageous in certain applications.
  • FIG. 3a shows a longitudinal section of a second embodiment of the invention.
  • the first and the second wheel member 40, 42 are rotatably mounted on the adjusting shaft 35 again, wherein the first wheel member 40, as in the first embodiment, via the fixed axis 50 receives the freely rotatable contact roller 44 for the camshaft 46.
  • the second wheel member 42 can, as shown in Figure 2b, the working contour 62nd exhibit.
  • the second wheel member 42 is formed so that the working contour 62 is positioned on an extension piece 72 of the wheel member 42.
  • the eccentric 82 is formed in a known manner on the adjusting shaft 35.
  • the first and second spur gears 78, 80 are integrally formed. In order to effect a phase shift between the first and second wheel members 40, 42, the first and second wheel members 40, 42 and the associated spur gears 78, 80 have a different number of teeth.
  • the first wheel member 40 and the associated first spur gear 78 have a smaller diameter and thus a smaller number of teeth than the second wheel member 42 and the associated second spur gear 80. In this way, a high reduction between the rotation of the adjusting 35 and the intended phase shift between realized the two Radorganen 40, 42.
  • a plate spring 84 which is supported on the bearing 36 of the adjusting 35, and a same direction, sliding profile displacement of the gear connection between the first Radorgan 40 and the first spur gear 78 on the one hand, and between the second Radorgan 42 and the second spur gear 80 on the other hand, the entire be preloaded by a geared connection and backlash be eliminated.
  • FIG. 3b shows the gas exchange valve 12 in the open state with the preset maximum valve in the present embodiment.
  • the operation of the second embodiment is now as follows: To represent a preset maximum stroke of the gas exchange valve 12 to be actuated, the adjusting shaft 35 is rotationally fixed.
  • the continuously rotating camshaft 46 displaces the first wheel member 40 with its drive cam 68 in a movement oscillating about the adjusting shaft 35.
  • About the geared connection of the first wheel member 40 with the second wheel member 42, and the second wheel member 42 undergoes a same direction oscillating motion.
  • about the working contour 62 of the endpiece 72 of the second Radorgans 42 then this oscillating motion is transmitted to the roller 64 of the drag lever 66 and thus the gas exchange valve 12 is opened in a known manner with the preset maximum stroke and closed again.
  • Figure 4a shows a longitudinal section of a third embodiment of the invention.
  • This embodiment describes a particularly compact solution, since the entire transmission arrangement is to be stored only about two axes 35, 46.
  • a special advantage is that the location the camshaft does not have to be changed with respect to a valve drive with a fixed maximum stroke.
  • this unit can be mounted as vorprüf bare unit simple and inexpensive, since all components are stored in the two axes 35,46.
  • a first and a second wheel member 40, 42 are provided, which are arranged rotatably on the adjusting shaft 35.
  • the first and second wheel member 40, 42 are designed as internal gears 74, 76 of different size and number of teeth, which are connected via two spur gears 78, 80 geared together.
  • the spur gears 78, 80 are rotatably mounted as in the second embodiment on an eccentric 82 of the adjusting shaft 35 and corresponding to the meshing internal gears 74, 76 have a different size and number of teeth.
  • the first wheel member 40 also has a fixed axis 50 (see Figure 4b), on which the contact roller 44 for the drive cam 68, which here has a different shape than in the previous,sbeipielen, is rotatably mounted.
  • the second wheel member 42 also has an outer toothing 86, which is in operative connection with the external toothing 88 of a Auslenkorgans 90, which in turn is rotatably mounted on the camshaft 46 (see also Figure 4c).
  • the deflection element 90 has two deflection cams 92, which describe a working contour and which act on the roller 64 of a drag lever 66 of a gas exchange valve 12 in a known manner.
  • the drag levers 66 are in turn rotatably mounted on the adjusting shaft 35 (see Figure 4d).
  • a plate spring 84 which is supported on the bearing 36 of the camshaft 46 and on the Auslenkorgan 90 in the axial direction, as well as the same direction, sliding profile shifts the gear connection between External teeth 88 of the Auslenkorgans 90 and outer teeth 86 of the second Radorgans 42, between the second Radorgan 42 and the second spur gear 80, and between the first Radorgan 40 and the first spur gear 78, the entire geared connection can be biased and the backlash be eliminated.
  • All described embodiments can be designed so that the deflection member performs an oscillating movement with only a small tilt angle. In this case, only a part of the entire circumference of the deflection element is used to vary the maximum valve lifts in the range between zero stroke and full stroke. It is therefore possible to apply a further and different working contour to the remaining part of the circumference. These contours can be e.g. be purposefully shut down individual gas exchange valves of a cylinder to ensure a more precise flow control and trigger a demand-based charge movement in the cylinder, or shut down all valves of a cylinder to represent a cylinder shutdown.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen mechanisch steuerbarer Ventiltrieb mit einem Gaswechselventil (12), auf das direkt oder indirekt eine Übertragungsanordnung mittels einer Arbeitskontur (62; 92) angreift, wobei die Übertragungsanordnung im Zylinderkopf mittels Lagermittel beweglich gelagert ist und wobei die Übertragungsanordnung mit einer Ventilhubverstelleinrichtung und einer Nockenwelle (46) in Wirkverbindung steht, wobei die Ventilhubverstelleinrichtung eine drehbare Verstellwelle (35) aufweist, derart, dass verschiedene Maximalhübe einstellbar sind, wobei die Übertragungsanordnung ein erstes und ein zweites Radorgan (40, 42) aufweist, wobei das erste Radorgan (40) mit der Nockenwelle (46) in Wirkverbindung steht und das zweite Radorgan (42) direkt oder indirekt das Gaswechselventils (12) einwirkt, wobei beide Radorgane (40, 42) auf der Verstellwelle (35) drehbar gelagert sind und eine Verzahnung aufweisen, derart, dass das erste und das zweite Radorgan (40, 42) derart getrieblich miteinander verbunden sind, dass ein Drehen der Verstellwelle (35) eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan (40, 42) bewirkt und dass eine rotatorische Fixierung eine oszillierende Bewegung des ersten und zweiten Radorgans (40, 42) bewirkt.

Description

B E S C H R E I B U N G
Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb sowie mechanisch steuerbare Ventiitriebanordnung
Die Erfindung betrifft einen mechanisch steuerbaren Ventiltrieb mit einem Gaswechselventil, auf das direkt oder indirekt eine Übertragungsanordnung mittels einer Arbeitskontur angreift, wobei die Übertragungsanordnung im Zylinderkopf mittels Lagermittel beweglich gelagert ist und wobei die Übertragungsanordnung mit einer Ventilhubverstelieinrichtung und einer Nockenwelle in Wirkverbindung steht, wobei die Ventilhubverstelieinrichtung eine drehbare Verstellwelle aufweist, derart, dass verschiedene Maximalhübe einstellbar sind. Desweiteren betrifft die Erfindung eine mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung mit mehreren in Reihe angeordneten Gaswechselventilen, die einer Anzahl Zylinder zugeordnet sind.
Ein derartiger Ventiltrieb sowie eine derartige Ventiltriebanordnung sind beispielsweise aus der EP 638 706 AI bekannt. Hierbei ist zur Steuerung bzw. Regelung des Ventilhubes eine in einem Zylinderkopf drehbar gelagerte Exzenterwelle vorgesehen, die auf die Übertragungsanordnung derartig einwirkt, dass auf einfache Weise Ventilhübe zwischen 0 und maximal eingestellt werden können. Durch diese Maßnahme kann der Verbrennungsprozess gut dem jeweiligen Betriebszustand der Brennkraftmaschine angepasst werden. Darüber hinaus ist es aus der DE 10 2004 003 324 AI bekannt, bei einer Ventiltriebanordnung Verstellorgane vorzusehen, die unabhängig voneinander verstellt werden können mit dem Ziel, einzelne Zylinder für bestimmte ßetriebszustände still zu legen. Desweiteren ist aus der EP 1 760 278 A2 ein Ventiltrieb bekannt, der ein Exzenterorgan besitzt, das verschiedene Kurvenverläufe insbesondere für den Teilhub und den Vollhub, aufweist. Ein Nullhub- Kurvenverlauf wird durch das Verstellorgan dabei ebenfalls ermöglicht.
Diese bekannten Ventiltriebe/Ventiltriebanordnungen weisen jedoch den Nachteil auf, dass eine Verstellung des Ventilhubes über eine translatorische und rotatorische Bewegung eines Zwischenhebels der Übertragungsanordnung stattfindet. Hierdurch muss auch eine sehr komplizierte Führung des Zwischenhebefs eingesetzt werden, verbunden mit engen Fertigungs- und Montagetoleranzen. Insgesamt ergibt sich hierdurch eine teure und nur schwer kontrollierbare Gesamtkonstruktion der Übertragungsanordnung.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, einen Ventiltrieb bzw. eine Ventiltriebanordnung zu schaffen, der/die die o.g. Nachteile vermeidet.
Die Aufgabe wird dadurch gelöst, die Übertragungsanordnung ein erstes und ein zweites Radorgan aufweist, wobei das erste Radorgan mit der Nockenwelle in Wirkverbindung steht und das zweite Radorgan direkt oder indirekt das Gaswechselventils einwirkt, wobei beide Radorgane auf der Verstellwelle drehbar gelagert sind und eine Verzahnung aufweisen, derart, dass das erste und das zweite Radorgan derart getrieblich miteinander verbunden sind, dass ein Drehen der Verstellwelle eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan bewirkt und dass eine rotatorische Fixierung eine oszillierende Bewegung des ersten und zweiten Radorgans bewirkt. Hierdurch wird ein mechanischer Ventiltrieb geschaffen, der so ausgelegt ist, dass lediglich eine rotatorische Bewegung benötigt wird, um eine Ventilhubverstellung zu gewährleisten. Hierdurch ist auch eine wesentlich einfachere Lagerung der Übertragungsanordnung möglich und Verschleißerscheinungen konnten wesentlich minimiert werden. Eine besonders vorteilhafte Ausführungsform wird dadurch geschaffen, dass das erste Radorgan durch ein Federelement gegenüber der Nockenwelle vorgespannt ist. Hierdurch ist es auch möglich, dass die Verstellwelle in beide Richtungen angetrieben werden kann. Auch können Spiele in der Verzahnung ausgeglichen werden.
Eine erste, besonders vorteilhafte erfindungsgemäße Ausführungsform wird dadurch bereit gestellt, dass das erste und das zweite Radorgan als zueinander gerichtete Kronenräder ausgebildet sind und das die getriebliche Verbindung über mindestens ein Planetenrad hergestellt ist, wobei jedes Planetenrad auf einer drehfest mit der Verstellwelle verbundenen Achse gelagert ist. Diese Ausführung ist ein als Kronenradgetriebe ausgebildetes Planetenradgetriebe.
Eine zweite, besonders vorteilhafte erfindungsgemäße Ausführungsform zeichnet sich dadurch aus, dass das erste und das zweite Radorgan als Innenzahnräder ausgebildet sind, wobei das erste Radorgan einen anderen Innendurchmesser mit anderer Zähnezahl als das zweite Radorgan aufweist und dass die Verstellwelle einen Exzenter aufweist, auf dem drehbar ein erstes und ein zweites Stirnzahnrad gelagert sind, die drehstarr miteinander gekoppelt sind und die jeweils in Eingriff mit dem ersten und zweiten Radorgan stehen und somit die getriebliche Verbindung herstellen. Mit einer derartigen Ausführungsform kann auf einfache Art und Weise im Falle einer Ausführung mit geringerer Zähnezahldifferenz zwischen erstem und zweitem Radorgan eine hohe Untersetzung der Verstellwelle gegenüber der Phasenverschiebung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan hergestellt werden. Durch diese hohe, interne Untersetzung sind zum Einen nur geringe Aktuatorkräfte zum Antrieb der Verstellwelle erforderlich und zum Anderen ist eine sehr genaue Einstellung der maximalen Ventilhübe der Gaswechselventile möglich. Hierbei ist es montage- und fertigungstechnisch besonders vorteilhaft, wenn das erste und das zweite Stirnzahnrad einteilig ausgeführt sind. Ein besonders kompakt ausgeführter mechanisch steuerbarer Ventiltrieb wird dadurch geschaffen, dass das zweite Radorgan drehbar auf der Umfangsfläche des ersten Radorgans gelagert ist.
Auch ist es vorteilhaft, wenn das erste Radorgan eine Kontaktrolle für die Nockenwelle aufweist, so dass das erste Radorgan durch die kontinuierlich rotierende Nockenwelle in eine oszillierende Rotation um die Achse der Verstellwelle versetzt wird. Das zweite Radorgan kann in vorteilhafter Weise derart ausgeführt sein, dass es die Arbeitskontur aufweist.
Bei einer dritten, besonders vorteilhaften erfindungsgemäßen Ausführungsform der Erfindung das zweite Radorgan getrieblich mit einem die Arbeitskontur aufweisenden Auslenkorgan verbunden ist, wobei das Auslenkorgan drehbar und konzentrisch auf der Nockenwelle gelagert ist. Dabei ist es montage- und fertigungstechnisch besonders vorteilhaft, wenn ein Schlepphebel auf der Verstellwelle drehbar gelagert ist. Auf diese Art und Weise kann ein vorprüfbare, leicht zu montierende Einheit aus Übertragungsanordnung und Schlepphebel geschaffen werden.
Die Aufgabe wird ebenfalls durch eine mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung gelöst, bei der jedem Zylinder ein mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach einem der Ansprüche 1 - 10 zugeordnet ist, wobei jedem Gaswechselventil jeweils eine Arbeitskontur zugeordnet ist, die direkt oder indirekt auf das Gaswechselventil einwirkt.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der Zeichnung näher erläutert, hierin zeigen :
Figur 1 eine Darstellung im Schnitt einer erfinderischen Ventiltriebanordnung, Figur 2a und 3b eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs im Längs- und Querschnitt,
Figur 3a und 3b eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs im Längs- und Querschnitt, und
Figur 4a, 4b, 4c und 4d eine dritte Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ventiltriebs in einem Längsschnitt und drei Querschnitten.
Figur 1 zeigt eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Ventiltriebanordnung 10 mit mehreren in Reihe angeordneten Gaswechselventilen 12, 14, 16, 18, 20 und 22. In diesem Zusammenhang hier ein Schlepphebel 66 und der Querschnitt einer Ventilstange der jeweiligen Gaswechselventilel2, 14, 16, 18, 20 und 22 dargestellt, welche auf bekannte Weise in Zylindern 13, 15und 17 angeordnet sind. Im vorliegenden Fall sind jeweils zwei Einlass-Gaswechselventile einem Zylinder der Brenn kraftmaschine zugeordnet. Die mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung 10 weist im vorliegenden Fall drei Übertragungsanordnungen 28, 30, 32 und 34 auf, denen jeweils zwei Gaswechselventile 12, 14; 16, 18; 20, 22 zugeordnet sind. Dabei sind die Übertragungsanordnungen 28, 30 und 32 auf einer Verstellwelle 35 im Zylinderkopf mittels Lagermittel 36 gelagert. Die Lagermittel 36 werden in der vorliegenden Figur 1 lediglich exemplarisch für die Lagerung der Verstellwelle 35 dargestellt.
Wie später noch ausführlicher beschrieben wird, weist jede Übertagungsanordnung ein erstes und ein zweites Radorgan 40, 42 auf, wobei das erste Radorgan 40 über eine Kontaktrolle 44 mit einer Nockenwelle 46 in Wirkverbindung steht. Beide Radorgane 40, 42 sind auf der Verstellwelle 35 drehbar gelagert und sind derart getrieblich miteinander verbunden, dass ein Drehen der Verstellwelle 35 eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan 40, 2 bewirkt und dass eine rotatorische Fixierung eine gleichsinnige oszillierende Bewegung des ersten und zweiten Radorgans 40, 42 bewirkt.
Die Verstellwelle 35 ist im vorliegenden Ausführungsbeispiel durch ein Antriebsorgan 48 auf bekannte Weise antreibbar. Als Antriebsorgan 48 wird ein Drehantrieb benutzt, der sowohl vorwärts wie auch rückwärts laufenden kann. Die Verstellwelle 35 kann damit derart angetrieben werden, dass in Abhängigkeit von der vorliegenden Position schnell und präzise der dem nächsten Betriebszustand entsprechende Ventilhub gewählt wird. Auch Drehwinkel von > 360° sind damit realisierbar.
Figur 2a zeigt eine erste Ausführungsform eines mechanisch steuerbaren Ventiltriebs im Längsschnitt. Der Übersichtlichkeit halber ist hier ein Ventiltrieb gezeigt, der auf ein Gaswechselventil 12 einwirkt. Die Verstellwelle 35 ist drehbar im Zylinderkopf gelagert und kann durch das in Figur 1 gezeigten Antriebsorgan 48 gedreht werden. Auf der Verstellwelle 35 ist zunächst das erste Radorgan 40 drehbar gelagert. Das erste Radorgan 40 nimmt über eine feste Achse 50 die frei drehbare Kontaktrolfe 44 für die Nockenwelle 46 auf. Desweiteren ist das erste Radorgan 40 als Kronenrad ausgebildet, dessen Verzahnung zum zweiten Radorgan 42 gerichtet ist. Das erste Radorgan 40 kämmt mit mehreren, vorzugsweise drei Planetenrädern 54, von denen im vorliegenden Ausführungsbeispiel zwei dargestellt sind und die jeweils auf einer drehfest mit der Verstellwelle verbundenen Achse 56 gelagert sind. Diese Pfanetenräder 54 kämmen über ihre Verzahnung 58 wiederum mit der Verzahnung 60 des ebenfalls als Kronenrad ausgebildeten zweiten Radorgans 42. Wie der Figur 2b zu entnehmen ist, weist das zweite Radorgan 42 die Arbeitskontur 62 auf, die mit einer Rolle 64 des Schlepphebels 66 in Wirkverbindung steht.
Die Funktionsweise des ersten Ausführungsbeispiels ist nun wie folgt: Bei rotatorisch fixierter Verstellwelle 35 versetzt die kontinuierlich drehende Nockenwelle 46 über einen Nocken 68 das erste Radorgan 40 in eine um die Verstellwelle 35 oszillierende Bewegung. Hierdurch erfahren auch die Planetenräder 54 eine oszillierende Bewegung, wodurch schließlich eine zum ersten Radorgan 40 gegensinnig oszillierende Bewegung des zweiten Radorgans 42 erfolgt. Hierdurch wird dann auf bekannte Weise das Gaswechselventil 12 über die Arbeitskontur 62 geöffnet und wieder geschlossen.
Soll nun der Maximalhub des Gaswechselventils 12 geändert werden, erfolgt durch das Antriebsorgan 48 ein Verdrehen der Verstellwelle 35. Durch dieses Verdrehen werden die festen Achsen 56 der Planetenräder 54 in Drehrichtung der Verstellwelle 35 bewegt, wodurch die Phasenbeziehung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan 40, 42 geändert wird und dementsprechend die Rolle 64 des Schlepphebels 66 während der Öffnungs- und Schließbewegung mit einem anderen Abschnitt der Arbeitskontur 62 in Konta kt tritt.
Figur 2b zeigt im Querschnitt die erste erfindungsgemäße Ausführungsform, in der das Gaswechselventil 12 im geschlossenen Zustand dargestellt ist. Über ein Federelement 70 ist das erste Radorgan 40 gegenüber der Nockenwelle 46 vorgespannt. Die Übersetzung zwischen dem ersten Radorgan 40 und den Planetenrädern 54 sowie zwischen den Planetenrädern 54 und dem zweiten Radorgan 42 muss nicht identisch sein. Eine von der 1 : 1 Übersetzung abweichende Übersetzung kann in bestimmten Anwendungsfällen vorteilhaft sein.
Figur 3a zeigt einen Längsschnitt einer zweiten Ausführungsform der Erfindung. Auch hier sind wieder das erste und das zweite Radorgan 40, 42 auf der Verstellwelle 35 drehbar gelagert, wobei das erste Radorgan 40, wie in der ersten Ausführungsform, über die feste Achse 50 die frei drehbare Kontaktrolle 44 für die Nockenwelle 46 aufnimmt. Das zweite Radorgan 42 kann, wie in Figur 2b dargestellt, die Arbeitskontur 62 aufweisen. Hier ist das zweite Radorgan 42 so ausgebildet, dass die Arbeitskontur 62 auf einem Ansatzstück 72 des Radorgans 42 positioniert ist.
Die getriebliche Verbindung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan 40, 42, die in diesem Fall als Innenzahnräder 74, 76 ausgeführt sind, wird bei diesem zweiten Ausführungsbeispiel durch ein erstes und ein zweites Stirnzahnrad 78, 80 hergestellt, die drehbar auf einem Exzenter 82 angeordnet sind. Der Exzenter 82 ist auf bekannte Weise an der Verstellwelle 35 ausgebildet. Vorteilhafterweise sind das erste und das zweite Stirnzahnrad 78, 80 einstückig ausgebildet. Um eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten und zweiten Radorgan 40, 42 zu bewirken, weisen das erste und das zweite Radorgan 40, 42 sowie die dazugehörigen Stirnzahnräder 78, 80 eine unterschiedliche Zähnezahl auf. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel haben das erste Radorgan 40 und das zugehörige erste Stirnzahnrad 78 einen geringeren Durchmesser und damit eine geringere Zähnezahl als das zweite Radorgan 42 und das zugehörige zweite Stirnzahnrad 80. Hierdurch wird eine hohe Untersetzung zwischen der Rotation der Verstellwelle 35 und der beabsichtigten Phasenverschiebung zwischen den beiden Radorganen 40, 42 realisiert. Über eine Tellerfeder 84, die sich am Lager 36 der Verstellwelle 35 abstützt, und einer gleichsinnigen, gleitenden Profilverschiebung der Zahnradverbindung zwischen dem ersten Radorgan 40 und dem ersten Stirnzahnrad 78 einerseits, sowie zwischen dem zweiten Radorgan 42 und dem zweiten Stirnzahnrad 80 andererseits kann die gesamte getriebliche Verbindung vorgespannt werden und Zahnflankenspiel eliminiert werden.
Figur 3b zeigt beim vorliegenden Ausführungsbeispiel das Gaswechselventil 12 im geöffneten Zustand mit dem voreingestellten maximalen Ventilhub. Die Funktionsweise des zweiten Ausführungsbeispiels ist nun wie folgt: Zur Darstellung eines voreingestellten Maximalhubs des zu betätigenden Gaswechselventils 12 ist die Verstellwelle 35 rotatorisch fixiert. Die kontinuierlich drehende Nockenwelle 46 versetzt das erste Radorgan 40 mit seinem Antriebsnocken 68 in eine um die Verstellwelle 35 oszillierende Bewegung. Über die getriebliche Verbindung des ersten Radorgans 40 mit dem zweiten Radorgan 42, erfährt auch das zweite Radorgan 42 eine gleichsinnige oszillierende Bewegung. Über die Arbeitskontur 62 des Ansatzstückes 72 des zweiten Radorgans 42 wird dann diese oszillierende Bewegung auf die Rolle 64 des Schlepphebels 66 übertragen und damit das Gaswechselventil 12 auf bekannte Weise mit dem voreingestellten Maximalhub geöffnet und wieder geschlossen.
Soll nun der Maximalhub des Gaswechselventils 12 geändert werden, erfolgt auch hier durch das Antriebsorgan 48 ein Verdrehen der Verstellwelle 35. Durch dieses Verdrehen wird auch die Position des Exzenters 82 verändert und das erste und zweite Stirnzahnrad 78, 80 gleichsinnig gedreht. Aufgrund der unterschiedlichen Größen und Zähnezahlen der Zahnradpaarungen „erstes Radorgan - erstes Stirnzahnrad" 40, 78 und„zweites - Radorgan - zweites Stirnzahnrad" 42, 80, findet jedoch eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten Radorgan 40 und dem zweiten Radorgan 42 statt. Dementsprechend wird auch das Ansatzstück 72 des zweiten Radorgans 42 um einen gewünschten Winkel verdreht, so dass die Rolle 64 des Schlepphebels 66 während der Öffnungs- und Schließbewegung mit einem anderen Abschnitt der Arbeitskontur 62 des Ansatzstückes des zweiten Radorgans 42 in Kontakt tritt.
Figur 4a zeigt einen Längsschnitt einer dritten Ausführungsform der Erfindung. Diese Ausführungsform beschreibt eine besonders kompakte Lösung, da die gesamte Übertragungsanordnung nur noch um zwei Achsen 35, 46 zu lagern ist. Ein besonderer Vorteil ist es, dass die Lage der Nockenwelle gegenüber einem Ventiltrieb mit festem Maximalhub nicht verändert werden muss. Auch kann diese Einheit als vorprüf bare Einheit einfach und kostengünstig montiert werden, da sämtliche Bauteile in den beiden Achsen 35,46 gelagert werden.
Wie beim Ausführungsbeispiel gemäß den Figuren 3a und 3b sind ein erstes und ein zweites Radorgan 40, 42 vorgesehen, die drehbar auf der Verstellwelle 35 angeordnet sind. Das erste und zweite Radorgan 40, 42 sind als Innenzahnräder 74, 76 mit unterschiedlicher Größe und Zähnezahl ausgeführt, die über zwei Stirnzahnräder 78, 80 getrieblich miteinander verbunden sind. Die Stirnzahnräder 78, 80 sind wie im zweiten Ausführungsbeispiel drehbar auf einem Exzenter 82 der Verstellwelle 35 gelagert und weisen entsprechend den kämmenden Innenzahnrädern 74, 76 eine unterschiedliche Größe und Zähnezahl auf.
Das erste Radorgan 40 besitzt ebenfalls eine feststehende Achse 50 (siehe Figur 4b), auf der die Kontaktrolle 44 für den Antriebsnocken 68, der hier eine andere Form als in den vorangegangenen Ausführungsbeipielen aufweist, drehbar gelagert ist.
Das zweite Radorgan 42 weist noch eine Aussenverzahnung 86 auf, die in Wirkverbindung mit der Aussenverzahnung 88 eines Auslenkorgans 90 steht, das wiederum drehbar auf der Nockenwelle 46 gelagert ist (siehe auch Figur 4c). Das Auslenkorgan 90 weist im vorliegenden Fall zwei, eine Arbeitskontur beschreibende Auslenknocken 92 auf, die auf die Rolle 64 eines Schlepphebels 66 eines Gaswechselventils 12 auf bekannte Art und Weise angreifen. Die Schlepphebel 66 sind ihrerseits drehbar auf der Verstellwelle 35 gelagert (siehe Figur 4d).
Über eine Tellerfeder 84, die sich am Lager 36 der Nockenwelle 46 sowie am Auslenkorgan 90 in axialer Richtung abstützt, sowie gleichsinnigen, gleitenden Profilverschiebungen der Zahnradverbindung zwischen Aussenverzahnung 88 des Auslenkorgans 90 und Aussenverzahnung 86 des zweiten Radorgans 42, zwischen dem zweiten Radorgan 42 und dem zweiten Stirnzahnrad 80, sowie zwischen dem ersten Radorgan 40 und dem ersten Stirnzahnrad 78 kann die gesamte getriebliche Verbindung vorgespannt werden und das Zahnflankenspiel eliminiert werden.
Die Funktionsweise des dritten Ausführungsbeispiels ist nun wie folgt: Bei einem voreingestellten Maximalhub des zu betätigenden Gaswechselventils 12 ist die Verstellwelle 35 rotatorisch fixiert. Die kontinuierlich drehende Nockenwelle 46 versetzt das erste Radorgan 40 mit seinem Antriebsnocken 68 in eine um die Verstellwelle 35 oszillierende Bewegung. Über die getriebliche Verbindung des ersten Radorgans 40 mit dem zweiten Radorgan 42 erfährt auch das zweite Radorgan 42 eine gleichgesinnte oszillierende Bewegung. Über die Aussenradverzahnung 86 des zweiten Radorgans 42 wird dann diese oszillierende Bewegung in eine gegensinnige, oszillierende Bewegung des Auslenkorgans 90 übertragen. Durch den Auslenknocken 92, der auf den Schlepphebel 66 angreift, wird dann das Gaswechselventi! 12 auf bekannte Weise mit dem voreingestellten Maximalhub geöffnet und wieder geschlossen.
Soll nun der Maximalhub des Gaswechselventils 12 geändert werden, erfolgt auch hier durch das Antriebsorgan 48 ein Verdrehen der Verstellwelle 35. Durch dieses Verdrehen, wird auch die Position des Exzenters 82 verändert und damit auch das erste und zweite Stirnzahnrad 78, 80 gleichsinnig gedreht. Aufgrund der unterschiedlichen Größen und Zähnezahlen der Zahnradpaarungen „erstes Radorgan - erstes Stirnzahnrad" 40, 78 und„zweites - Radorgan - zweites Stirnzahnrad" 42, 80, findet eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten Radorgan 40 und dem zweiten Radorgan 42 statt. Dementsprechend wird auch das Auslenkorgan 90, um einen gewünschten Winkel verdreht, so dass die Rolle 64 des Schlepphebels 66 während der Öffnungs- und Schließbewegung mit einem anderen Abschnitt des Auslenknockens 92 in
Kontakt tritt.
Besondere Vorteile entstehen bei dieser Ausführungsform gemäß Fig. 4 dadurch, dass aufgrund der Übersetzung zwischen Außenverzahnung 86 des Radorgans 42 und der Außenverzahnung 88 des Auslenkorgans 90 die oszillierende Bewegung des Auslenkorgans 90 einen größeren Winkelbereich überstreicht, als es durch das erste Radorgan 40 vorgegeben wird. Hierdurch ergeben sich günstigere Kraftverhältnisse an der Arbeitskontur des Auslenknockens 92.
Alle beschriebenen Ausführungsformen können so gestaltet werden, dass das Auslenkorgan eine oszillierende Bewegung mit nur geringem Schwenkwinkel ausführt. Dabei wird zur Variation der maximalen Ventilhübe im Bereich zwischen Nullhub und Vollhub nur ein Teil des gesamten Umfangs des Auslenkorgans genutzt. Es ist also möglich, auf den restlichen Teil des Umfangs eine weitere und andere Arbeitskontur aufzubringen. Diese Konturen können z.B. dazu genutzt werden, einzelne Gaswechselventile eines Zylinders gezielt stillzulegen, um eine präzisere Mengensteuerung zu gewährleisten und eine bedarfsgerechte Ladungsbewegung im Zylinder auszulösen, oder auch alle Ventile eines Zylinders stillzulegen, um eine Zylinderabschaltung darzustellen.

Claims

P A T E N T A N S P R Ü C H E
1. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb mit einem Gaswechselventil (12), auf das direkt oder indirekt eine Übertragungsanordnung mittels einer Arbeitskontur (62; 92) angreift, wobei die Übertragungsanordnung im Zylinderkopf mittels Lagermittel beweglich gelagert ist und wobei die Übertragungsanordnung mit einer Ventilhubverstelleinrichtung und einer Nockenwelle (46) in Wirkverbindung steht, wobei die Ventilhubverstelleinrichtung eine drehbare Verstellwelle (35) aufweist, derart, dass verschiedene Maximalhübe einstellbar sind,
dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsanordnung ein erstes und ein zweites Radorgan (40, 42) aufweist, wobei das erste Radorgan (40) mit der Nockenwelle (46) in Wirkverbindung steht und das zweite Radorgan (42) direkt oder indirekt das Gaswechselventils (12) einwirkt, wobei beide Radorgane (40, 42) auf der Verstellwelle (35) drehbar gelagert sind und eine Verzahnung aufweisen, derart, dass das erste und das zweite Radorgan (40, 42) derart getrieblich miteinander verbunden sind, dass ein Drehen der Verstellwelle (35) eine Phasenverschiebung zwischen dem ersten und dem zweiten Radorgan (40, 42) bewirkt und dass eine rotatorische Fixierung eine oszillierende Bewegung des ersten und zweiten Radorgans (40, 42) bewirkt.
2. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das das erste Radorgan (40) durch ein Federelement (70) gegenüber der Nockenwelle (46) vorgespannt ist.
3. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Radorgan (40, 42) als zueinander gerichtete Kronenräder ausgebildet sind und das die getriebliche Verbindung über mindestens ein Planetenrad (54) hergestellt ist, wobei jedes Planetenrad (54) auf einer drehfest mit der Verstellwelle (35) verbundenen Achse gelagert ist.
4. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Radorgan (40, 42) als Innenzahnräder ausgebildet sind, wobei das erste Radorgan (40) einen anderen Innendurchmesser mit anderer Zähnezahl als das zweite Radorgan (42) aufweist und dass die Verstellwelle (35) einen Exzenter (82) aufweist, auf dem drehbar ein erstes und ein zweites Stirnzahnrad (78, 80) gelagert sind, die drehstarr miteinander gekoppelt sind und die jeweils in Eingriff mit dem ersten und zweiten Radorgan (40, 42) stehen und somit die getriebliche Verbindung herstellen.
5. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Stirnzahnrad (78, 80) einteilig ausgeführt sind.
6. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Radorgan (42) drehbar auf der Umfangsfläche des ersten Radorgans (40) gelagert ist.
7. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Radorgan (40) eine Kontaktrolle (44) für die Nockenwelle (46) aufweist.
8. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Radorgan (42) die Arbeitskontur (62) aufweist.
9. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach einem der Ansprüche 4 - 7, dadyrch gekennzeichnet, dass das zweite Radorgan getrieblich mit einem die Arbeitskontur (92) aufweisenden Auslenkorgan (90) verbunden ist, wobei das Auslenkorgan (90) drehbar und konzentrisch auf der Nockenwelle (46) gelagert ist.
10. Mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass ein Schlepphebel (66) auf der Verstellwelle (35) drehbar gelagert ist.
11. Mechanisch steuerbare Ventiltriebanordnung mit mehreren in Reihe angeordneten Gaswechselventilen, die einer Anzahl Zylinder zugeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, dass jedem Zylinder ein mechanisch steuerbarer Ventiltrieb nach einem der Ansprüche 1 - 10 zugeordnet ist, wobei jedem Gaswechselventil jeweils eine Arbeitskontur zugeordnet ist, die direkt oder indirekt auf das Gaswechselventil einwirkt.
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